WO2007094251A1 - ４サイクルエンジン - Google Patents

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WO2007094251A1
WO2007094251A1 PCT/JP2007/052334 JP2007052334W WO2007094251A1 WO 2007094251 A1 WO2007094251 A1 WO 2007094251A1 JP 2007052334 W JP2007052334 W JP 2007052334W WO 2007094251 A1 WO2007094251 A1 WO 2007094251A1
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intake
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Koichi Hatamura
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Koichi Hatamura
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Definitions

  • the present invention relates to a four-cycle engine in which fresh air and EGR gas are introduced into a cylinder, and more specifically, an introduction amount of EGR gas while preventing a reduction in the amount of fresh air introduced by a simple configuration. It relates to a 4-cycle engine that can increase the engine.
  • a premixed compression ignition (HCCI) engine is a conventional diesel engine that injects fuel near the compression top dead center, whereas fuel is injected early in the combustion chamber or in the intake port. This is an engine that mixes fuel and air and self-ignites the premixed gas near the compression top dead center by a combustion reaction at the compression temperature.
  • This HCCI combustion method in which a lean premixed gas is combusted in the entire combustion chamber almost simultaneously by auto-ignition, has the same high combustion efficiency as a diesel engine, and almost no soot is generated like a gasoline engine. In addition, NOx generation is extremely low.
  • the former uses gasoline as fuel, and high-load and low-load operation causes the same spark ignition combustion as the conventional gasoline engine, and self-ignition is made up to compensate for the low compression ratio during medium-load HCCI operation.
  • a large amount of high temperature EGR is used to obtain the required compression temperature.
  • high-temperature EGR is introduced, the amount of fresh air for the high-temperature EGR gas volume decreases, and the mass of the entire air-fuel mixture containing EGR is greatly reduced. As a result, the heat capacity of the air-fuel mixture decreases, the combustion temperature rises, and a large amount of NOx is generated.
  • the latter uses light oil as fuel, and high load and extremely low load operation causes diesel combustion similar to the conventional diesel engine. Combustion is realized at or near HCCI by introducing cooling EGR to suppress ignition and ensuring sufficient premixing time before ignition. Increase in fuel supply due to drought due to lack of oxygen due to a decrease in fresh air with the introduction of a large amount of EGR Can not. Moreover, ignition can be suppressed by reducing the compression ratio, but there is a limit to the low compression ratio because startability and low-temperature combustion are poor.
  • Patent Documents 1 and 2 and Non-Patent Document 2 have proposed a method of increasing EGR at high loads when EGR is difficult to enter by opening the exhaust valve again during the intake stroke, and high temperature EGR at low temperatures.
  • Non-Patent Document 1 proposes a method of introducing the gas into the cylinder from the exhaust port.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Publication No. 51-34526
  • Patent Document 2 JP 2005-61325 A
  • Non-Patent Document 1 ASME80 DGP 8
  • Non-Patent Document 2 JSAE20045094
  • Non-Patent Document 1 requires a special exhaust throttle in order to use the EGR valve opening at the time of acceleration, and because fresh air decreases with the introduction of EGR, soot tends to be generated. Become.
  • the exhaust pressure increase due to the exhaust throttle becomes the pump loss as it is, which worsens fuel consumption.
  • the variable mechanism is not provided, the output is inevitably reduced.
  • the engine of Patent Document 1 described above is not put into practical use because it requires a complicated mechanism such as a single exhaust valve.
  • the EGR amount can be increased, a decrease in the fresh air intake amount is inevitable.
  • the object of the present invention is to increase the amount of EGR gas without requiring a complicated variable mechanism or the like and without reducing the amount of fresh air, thereby enabling HCCI operation even during acceleration, and exhaust gas.
  • the aim is to provide a fuel-efficient four-cycle engine that can minimize power loss while taking countermeasures.
  • the invention of claim 1 is characterized in that the exhaust valve of the first cylinder is reopened from the intake stroke of the first cylinder to the vicinity of the bottom dead center of the compression stroke, and the high pressure exhaust gas from the second cylinder side is opened by EGR valve opening.
  • the average pressure in the exhaust port during the overlap period in which the valve is in the EGR valve open state and the period in which the intake valve of the first cylinder is in the open state is the EGR valve open period and the overlap period. It is characterized by the force that lowers the average pressure in the exhaust port after the passage, or the overlap valve opening time area in the overlap period is 1Z4 or less of the valve opening time area in the EGR valve opening period.
  • the valve opening time area is an EGR opening area curve by EGR opening with the vertical axis representing the lift amount representing the opening area of the EGR valve opening and the horizontal axis representing the crank angle.
  • the overlap valve opening time area in the overlap period means a triangular area S2 surrounded by the EGR opening area curve C1, the intake valve opening area curve C2, and the horizontal axis (Fig. b)).
  • the four-cycle engine of the invention of claim 1 includes both a reciprocating engine and a rotary engine.
  • the above-mentioned “by opening the EGR valve that opens the exhaust valve of the first cylinder again near the bottom dead center of the compression stroke of the intake stroke of the first cylinder” means, for example, that the EGR port is connected to the first cylinder.
  • the EGR port is formed so as to open near the compression stroke start portion of the combustion chamber, and the EGR port communicates with the exhaust port of the second cylinder through the exhaust introduction passage, and an EGR opening / closing valve is provided in the exhaust introduction passage. Change from intake stroke to exhaust stroke By opening near the timing to do.
  • the exhaust pressure in the overlap period is lowered, or the overlap valve opening time area in the overlap period is reduced, the EGR gas is introduced into the cylinder toward the intake port side. It can suppress pushing back.
  • the mass of gas in the cylinder can be increased by pushing in the EGR gas without pushing back the fresh air and cooling EGR sucked during the intake valve opening period.
  • the exhaust gas of the diesel engine contains oxygen
  • the oxygen mass in the cylinder also increases.
  • the combustion temperature decreases due to the increase in the heat capacity of the working gas and NOx generation is suppressed, and at the same time, the generation of soot is prevented due to the increase in the oxygen mass.
  • the burned gas in the EGR gas reduces the oxygen concentration and, like a conventional diesel engine, lowers the local combustion temperature and produces a NOx reduction effect.
  • the invention of claim 2 is an example of a specific configuration of the method described in claim 1, in which the average pressure in the exhaust port during the overlap period is lower than the average pressure after the overlap period has elapsed.
  • the first and second cylinders are configured to have a phase difference of 1Z2 cycles, that is, 360 ° for reciprocating engines and 540 ° for rotary engines, and are connected to a common exhaust system. In the region, most of the primary pressure wave of the exhaust blowdown from the second cylinder is exhausted from the first cylinder within the EGR opening period of the exhaust valve of the first cylinder and after the overlap period. Reach valve opening As described above, the EGR opening period of the exhaust valve in the first cylinder, the exhaust valve opening timing in the expansion stroke of the second cylinder, and the exhaust passage length between the first and second cylinders are set. It is a feature.
  • the primary pressure wave from the second cylinder hardly reaches the exhaust port of the first cylinder during the overlap period. Therefore, EGR gas hardly pushes back the fresh air drawn into the cylinder.
  • the primary pressure wave is configured to reach most of the pressure, so the exhaust port pressure increases and the EGR valve opening is sufficiently large. EGR gas is pushed into the cylinder, increasing the cylinder pressure.
  • the intake valve is naturally closed, so that fresh air is not pushed back.
  • the overlap period is preferably not zero. This is because by providing a certain overlap period, the opening degree of the EGR valve can be sufficiently increased after the overlap period has elapsed, and therefore the EGR gas introduction amount can be increased. Also, under certain operating conditions where the intake port pressure is higher than the exhaust port pressure during the overlap period, fresh air flows into the exhaust port via the cylinder bore during this overlap period, and when the primary pressure wave is reached. Re-inhaled. This can further compensate for the decrease in the amount of fresh air.
  • the invention of claim 3 is a specific example in which the cylinder pressure in claim 1 is higher than the intake port pressure, and an exhaust throttle mechanism is provided in the exhaust system connected to the first and second cylinders.
  • the exhaust throttle mechanism is configured to increase the back pressure of the exhaust system so that the high-pressure exhaust gas flows back into the cylinder.
  • the exhaust valve of the first cylinder operates in the EGR valve opening operation.
  • the lift amount at the center of the overlap period (the point where the lift curves intersect) is set to be 1Z2 or less of the maximum lift amount.
  • the invention of claim 3 since the lift amount force at the center of the overlap period, that is, at the intersection of the lift curves, is less than 1Z2 of the maximum lift amount of the GR cam, the overlap period is narrowed. The period after the lap period is widened. As a result, the push-back amount of fresh air decreases and the push-in amount of EGR gas increases.
  • the invention of claim 4 is a specific example in the case of reducing the overlap valve opening time area of the overlap period in claim 1, and the exhaust system connected to the first and second cylinders includes: An exhaust throttling mechanism is provided, and the exhaust throttling mechanism increases back pressure of the exhaust system so that high-pressure exhaust gas flows back into the cylinder.
  • the intake valve of the first cylinder The exhaust valve of the first cylinder closes after a point, and the exhaust valve of the first cylinder opens in the EGR valve opening operation before the intake valve of the first cylinder is closed, and reaches the maximum lift after the intake valve is closed. It is said.
  • the intake stroke is fully used to suck in fresh air.
  • the amount of fresh air can be increased and a large amount of EGR gas can be pushed in without pushing back the fresh air.
  • the maximum lift in EGR valve opening after closing the intake valve reduces the overlap valve opening time area during the overlap period and increases the valve opening time area after the overlap period has elapsed. The amount of push back is reduced, and the amount of EGR gas pushed in is increased.
  • the invention of claim 5 is the invention according to claim 3 or 4, wherein the exhaust throttle mechanism is a wastegate-equipped or variable nozzle type turbocharger, and the turbocharger is configured to control intake air pressure in an acceleration transient operation region. It has a turbo lag that is delayed compared to the increase in exhaust pressure, and the waste gate or nozzle is controlled in a direction that increases exhaust resistance.
  • the exhaust throttle mechanism is a wastegate-equipped or variable nozzle type turbocharger
  • the turbocharger is configured to control intake air pressure in an acceleration transient operation region. It has a turbo lag that is delayed compared to the increase in exhaust pressure, and the waste gate or nozzle is controlled in a direction that increases exhaust resistance.
  • the exhaust throttle mechanism is equipped with a waste gate or a variable nozzle type turbocharger, the exhaust pressure automatically becomes higher than the intake pressure in the acceleration transient operation region, and a large amount of EGR Gas can be introduced into the cylinder. Because the exhaust pressure is not specifically increased for this purpose, pump loss will not increase due to EGR gas supercharging, and fuel efficiency will not deteriorate. On the other hand, turbocharged engines tend to increase the intake pressure to be equal to or higher than the exhaust pressure during steady high-load operation, and the EGR automatically decreases, so there is almost no adverse effect on output reduction. .
  • the invention of claim 6 is characterized in that, in claim 2, the EGR opening timing and period of the exhaust valve in the first cylinder, the closing timing of the intake valve, and the opening timing in the expansion stroke of the exhaust valve of the second cylinder.
  • the medium load region is a region where it is desired to increase the amount of EGR gas without reducing the fresh air amount
  • the low load region is a region where it is desired to decrease the fresh air amount and increase the EGR gas amount. It is necessary to control the open / close state of the intake and exhaust valves and the open state of the EGR valve according to the operation region, such as the region where the EGR gas amount is reduced and the fresh air amount is increased.
  • the invention of claim 7 is a configuration for realizing the control of the open / close state of the intake valve and the exhaust valve and the EGR open state of the exhaust valve as described in claim 6, wherein the exhaust camshaft and the intake valve are controlled.
  • a cam phase variable mechanism that changes the phase of one or both of the intake cam shaft and the exhaust cam shaft.
  • the opening timing of the exhaust valve during the expansion stroke can be changed, so that the amount of fresh air in the first cylinder, the amount of EGR gas, and the pressure in the cylinder at the start of the compression stroke can be controlled.
  • the phases of the exhaust cam and the EGR valve opening cam during the expansion stroke changes in the EGR gas supercharging request according to the operating conditions and the rotation of the crank angle required for pressure wave propagation
  • the phase difference between the EGR valve opening timing and the exhaust valve opening timing can be adjusted according to changes due to the number of rotations.
  • the invention of claim 8 shows a specific example of the control in claim 7, and in the high load operation region, most of the primary pressure wave of the exhaust blowdown of the second cylinder is the first control.
  • the phase of one or both of the intake camshaft and the exhaust camshaft is controlled so as to reach the exhaust valve opening of the first cylinder after the EGR valve opening period of the cylinder has substantially elapsed.
  • the invention of claim 9 shows another specific example of the control in claim 7, and in the low load operation region, the intake valve of the first cylinder closes before bottom dead center, and the first The intake camshaft and the exhaust camshaft are arranged so that most of the primary pressure wave of the exhaust blowdown of the second cylinder reaches the exhaust valve opening of the first cylinder during the EGR valve opening period of the first cylinder. One or both phases are controlled.
  • the primary part of the primary pressure wave is phased so that it reaches the exhaust port in the latter half of the EGR valve opening. It is desirable to match. In other words, if the pressure wave arrives too early, the cylinder can also prevent the cylinder pressure from flowing out to the exhaust port in the latter half of the EGR valve opening and reducing the cylinder pressure that has been increased. If necessary, the exhaust port pressure may be increased by using an exhaust throttle. At lower loads, it is desirable to improve combustion by increasing the EGR rate and increasing the temperature, and at the same time reducing the amount of fresh air to enrich AZF.
  • the intake valve closing timing is advanced to reduce the intake air amount, and the EGR valve opening is advanced accordingly, and the exhaust cam is also advanced to maintain the pressure wave phase.
  • the advance angle of the intake valve closing timing and the advance angle of the EGR valve opening can be performed simultaneously.
  • the fresh air may be reduced by using the intake throttle.
  • the invention of claim 10 is characterized in that, in claim 7, the exhaust valve drive mechanism is configured to be able to turn on / off transmission of drive force to the EGR cam force exhaust valve.
  • the exhaust valve drive mechanism that performs the EGR valve opening operation is configured to be turned on and off, the EGR valve opening operation is not required.
  • the EGR valve opening operation is not required in the high-speed rotation high load operation region.
  • the EGR cam is not operated at high speed. In this way, it is possible to increase the cam lift acceleration and obtain a higher valve lift at the same opening angle.
  • the invention of claim 11 is characterized in that, in any one of claims 1 to 4, a guide portion for concentrating EGR gas at the center of the cylinder is formed at the left and right edge portions of the exhaust valve opening in the cam shaft direction. It is characterized by that.
  • the EGR gas can be directed by the guide portion so as to collect in the center of the cam shaft direction when flowing into the cylinder, and the temperature distribution in the combustion chamber near the compression top dead center can be stratified.
  • self-ignition starts near the center of the cylinder where the temperature is high, and auto-ignition occurs around the low temperature in sequence, so that the rapid combustion that is one of the problems of HCCI can be slowed down.
  • the average compression temperature can be lowered, the required amount of EGR can be reduced.
  • the invention of claim 12 is the invention according to any one of claims 1 to 4, and 11, wherein the tumble flow generated when the EGR gas flows into the cylinder in the swirl direction force is generated by the new air flow from the intake valve. It is characterized by the same swirling direction with the flow.
  • the invention of claim 13 is any one of claims 1 to 4, wherein the exhaust port is a tangential port that generates a swirl flow that flows around the cylinder axis when the EGR gas flows into the cylinder.
  • the swirl direction force of the swirl flow by the EGR gas is characterized by the same swirl direction swirl direction generated by the new airflow from the intake valve.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an engine according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional side view of the engine according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a view for explaining the temperature distribution of the piston portion of the engine of the first embodiment.
  • FIG. 4 A schematic plan view of the valve operating mechanism of the engine of the first embodiment.
  • FIG. 5 is an enlarged view of a main part of the valve mechanism.
  • FIG. 6 is a view showing valve timings of the engine of the first embodiment.
  • FIG. 7 is an enlarged view of the valve timing diagram.
  • FIG. 8 is a characteristic explanatory diagram of the engine of the first embodiment.
  • FIG. 9 is a characteristic explanatory diagram of the engine of the first embodiment.
  • FIG. 10 is a characteristic explanatory diagram of the engine of the first embodiment.
  • FIG. 11 is a schematic configuration diagram of an engine according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a schematic configuration diagram of an engine according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a schematic configuration diagram of an engine according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 15 is a cross-sectional side view of the valve mechanism.
  • FIG. 16 is a schematic diagram showing an exhaust port shape of the engine.
  • FIG. 19 is a diagram for explaining an invalid crank angle in a rev lift.
  • FIG. 20 is a diagram for explaining an EGR valve opening time area in the present invention.
  • FIG. 21 A schematic cross-sectional front view of a rotary engine according to a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 22 is a schematic cross-sectional plan view of the engine according to the fifth embodiment.
  • FIGS. 1 to 10 are diagrams for explaining a four-cycle engine according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram
  • FIGS. 2 to 5 are diagrams showing the structure of the engine
  • FIGS. 10 is an operation explanatory diagram.
  • 1 is an HCCI engine based on a 4-valve DOHC gasoline engine.
  • the engine 1 includes # 1 cylinder to # 4 cylinder, and each of the # 1 to # 4 cylinders includes two intake valves INI, ⁇ 2 and two exhaust valves EX1, ⁇ 2. A total of four valves are provided.
  • the engine 1 includes a gasoline in-cylinder injection valve 13 and the compression ratio is set to 12 which is optimal for spark ignition combustion!
  • the ignition order of the engine 1 is # 1 # 3— # 4 # 2 cylinders.
  • the phase (ignition interval) between the cylinders is 180 degrees in terms of crankshaft angle, so the phases of the # 1 and # 4 cylinders and the phases of the # 2 and # 3 cylinders are 360 degrees, respectively.
  • the # 1 and # 4 piston positions, and # 2 and # 3 piston positions are always the same, # 1 and # 4 piston positions, and # 2 and # 3 pistons.
  • the position is 180 degrees different.
  • a piston lb is slidably inserted into each of the cylinder bores la of the # 1 to # 4 cylinders, and the piston lb is connected to a crankshaft (not shown) by a connecting rod If.
  • the combustion chamber lc located on the upper side of the cylinder bore la has an intake valve opening lcT of the intake port Id and an exhaust port le exhaust valve opening one by one, and each of the openings is connected to the intake valves IN1, 2, Exhaust valves EX1 and 2 are opened and closed.
  • the intake valves IN 1, 2 and the exhaust valves EX 1, 2 are driven to open and close by the valve gear 4.
  • This valve gear 4 includes an intake camshaft 5 and an exhaust camshaft 6 arranged in parallel to the crankshaft, intake rocker levers 7 and 7 driven by the intake camshaft 5 and the exhaust camshaft 6, and an exhaust port. It has a lever 8 and 8.
  • An intake cam nose 5a is formed on the intake camshaft 5 so as to correspond to each intake valve for each cylinder.
  • Each intake cam nose 5a includes a base circle portion 5b and a lift portion 5c.
  • the exhaust camshaft 6 has an exhaust cam nose 6a having a base circle portion 6b and a lift portion 6c so as to correspond to each exhaust valve.
  • the intake rocker levers 7 and 7 are movably supported by an intake port shaft 7a disposed in parallel to the crankshaft. Rollers 7b and 7b are rotatably supported at the front portions of the intake rocker levers 7 and 7, respectively.
  • the intake camshaft 5 is rotated, the intake cam noses 5a, 5a of the intake camshaft 5 swing the intake rocker levers 7, 7 via the rollers 7b, 7b, and the leading ends of the intake rocker levers 7, 7
  • the pressing parts 7c, 7c push down the intake valves INI, 2 in the opening direction.
  • the exhaust port levers 8, 8 are supported by an exhaust port shaft 8a arranged in parallel with the crankshaft so as to be swingable. Rollers 8b and 8b are rotatably supported on the part.
  • the exhaust camshaft 6 When the exhaust camshaft 6 is rotated, the exhaust cam noses 6a and 6a of the exhaust force shaft 6 swing the exhaust outlet levers 8 and 8 through the rollers 8b and 8b, respectively. Pressing parts 8c and 8c at the tip of the push down the exhaust valves EX1 and 2 in the opening direction.
  • the valve gear 4 of this embodiment includes an EGR valve opening mechanism 9 that performs an EGR valve opening operation that reopens the exhaust valves EX1, 2 near the bottom dead center of the intake stroke by the intake camshaft 5.
  • the EGR valve opening mechanism 9 includes an EGR cam nose 5a 'formed on the intake camshaft 5, a drive lever 10 pivotally supported on the intake port shaft 7a, and the exhaust port shaft. An intermediate lever 11 pivotally supported by 8a and an EGR guide cam 6b 'formed on the exhaust camshaft 6 are provided.
  • the EGR cam nose 5a 'on the intake camshaft 5 side is formed between the two intake force mnoses 5a and 5a of the intake camshaft 5.
  • the EGR cam nose 5a ′ includes an EGR base circle portion 5b ′ having the same diameter as the intake-side base circle portion 5b, and an EGR lift portion 5 having a smaller lift amount than the intake-side lift portion 5c.
  • the EGR guide cam 61 / on the exhaust camshaft 6 side has the same diameter as the base circle 6b of the exhaust cam nose 6a.
  • This EGR guide cam 6b ' consists only of a base circle, and does not have a lift.
  • the drive lever 10 is generally L-shaped, and one end of the L-shape is supported by the rocker shaft 7a so as to be swingable. Further, a roller 10a is supported on the L-shaped corner portion, and a pressing pin 10b is screwed into the other tip portion so that the axial position can be adjusted.
  • the intermediate lever 11 has a generally triangular shape, and the apex portion of the triangle is supported so as to be swingable from the mouthpiece shaft 8a. Further, a pressing surface 11a with which the pressing pin 10b abuts is formed at one bottom corner of the triangle, and a roller ib is pivotally supported at the other bottom corner. The intermediate lever 11 is urged to rotate in such a direction that the roller l ib is always in rolling contact with the EGR guide cam 6b ′ of the exhaust camshaft 6.
  • the switching mechanism 12 has a connecting hole 12a formed coaxially with one bottom corner of the intermediate lever 11 and one bottom corner of the exhaust outlet clerkers 8, 8.
  • the connecting pistons 12b and 12c are slidable in the axial direction and relatively movable in the direction perpendicular to the axis.
  • a hydraulic chamber 12e is formed by one end face of the connecting piston 12b and one end of the connecting hole 12a, and a stopper 12d is interposed between the other end face of the connecting piston 12c and the other end of the connecting hole 12a.
  • a return spring 12f is provided.
  • the hydraulic chamber 12e can be supplied with hydraulic pressure through a hydraulic passage 8d formed in the stopper shaft 8a.
  • the intake camshaft 5 is provided with an intake force phase variable mechanism 15 that can freely control the phase of the intake camshaft 5.
  • the intake cam shaft 6 includes an exhaust cam phase variable mechanism 16 that can freely control the phase of the exhaust force shaft 6.
  • the intake port Id has an intake air flow (new air flow) that flows over the cylinder axis A to the exhaust valve side and follows the cylinder axis A as shown by a thick solid line in FIG.
  • the shape is set so that a fresh air tumble flow B that flows down, reverses at the piston top surface, and rises on the intake valve side is generated.
  • the intake port Id is formed in a substantially straight line when viewed in the camshaft direction, and its central axis lk is close to the exhaust valve opening beyond the cylinder axis A on the inner peripheral surface of the cylinder bore la. It heads to part 1 and thus directs the new airflow toward the exhaust valve.
  • the exhaust port le causes the exhaust gas reverse flow (EGR gas flow) to flow along the cylinder axis A on the exhaust valve side, and at the piston top surface.
  • the shape and the like are set so that an exhaust tumble flow C that reverses and rises on the intake valve side is generated.
  • an exhaust valve opening vicinity portion le ′ ′ that is a portion near the exhaust valve opening le ′ of the exhaust port le is bent along the cylinder axis A.
  • the exhaust valve opening vicinity portion le '' intersects the cylinder axis A below the top surface of the piston lb whose central axis lm is located at the bottom dead center. It is bent to the extent.
  • masking portions In and In are formed on the left and right side portions in the cam shaft direction of the peripheral edge of the exhaust valve opening 1. This masking In, In is to prevent the EGR gas from flowing into the left and right side of the exhaust valve opening 1 in the camshaft direction, so that most of the EGR gas also flows into the camshaft direction center force. is there.
  • the fresh air tumble flow B and the exhaust (EGR) tumbling flow C are generated, and the tumble flows B and C swirl in the same direction.
  • the exhaust tumble flow C is generated mainly by the EGR gas flowing into the central portion of the exhaust valves EX1 and EX2. Therefore, the temperature distribution in the cylinder bore near the start of the compression stroke is higher at the center of the cylinder and lower at the left and right sides in the cam shaft direction (see FIG. 3 (a)).
  • the fuel injection timing was set to be divided into two parts in the overlap period between the intake valve opening period and the exhaust valve EGR valve opening period, or at the beginning of the intake stroke and the EGR valve opening period. The fuel is mixed in both the new and EGR streams and can be distributed evenly in the cylinder at the compression top dead center. As a result, it is possible to prevent NOx from being generated due to the high temperature of the fuel-rich part in the cylinder.
  • the intake device 3 connected to the engine 1 has a surge tank 3e having a predetermined volume, and branches from the surge tank 3e and connected to the intake ports 1d of the # 1 cylinder to # 4 cylinder. Branch pipes 3a to 3d.
  • An intake throttle valve 3g is disposed at the suction port 3f formed at one end of the surge tank 3e, and an air cleaner (not shown) is connected to the upstream side of the intake throttle valve 3g.
  • the length of the branch pipes 2a, 2d, 2b, 2c for each cylinder is set to be relatively long, and the phase (ignition interval) is 360 degrees.
  • the exhaust system is a so-called 4-2-1 exhaust system, which is suitable for improving output because it can avoid exhaust interference in the high-load operation range.
  • the first exhaust system 22 includes first and fourth branch pipes 2a and 2d connected to the exhaust ports le of the # 1 and # 4 cylinders, and a first pipe that joins both the branch pipes 2a and 2d. 1 Confluence pipe 2e.
  • the second exhaust system 23 includes a second and third branch pipes 2b and 2c connected to the exhaust ports le of the # 2 and # 3 cylinders, and a second junction pipe that joins both the branch pipes 2b and 2c. 2f. And the first and second merge The pipes 2e and 2f are joined by the main pipe 2g.
  • upstream catalyst 2i, 2i is interposed in the first and second junction pipes 2e, 2f, and a downstream catalyst layer is interposed in the main pipe 2g. Furthermore, an exhaust throttle valve 2h that variably controls the exhaust passage area is interposed on the upstream side of the downstream side catalyst 2j of the main pipe 2g.
  • the primary pressure of the blow-down gas from the # 4 cylinder is opened by opening the EGR valve # 1 and the exhaust valve EX1 and # 2 of the cylinder # 1 near the bottom dead center of the intake stroke of the # 1 cylinder.
  • a wave is made to reach the # 1 cylinder at a predetermined timing, so that exhaust gas flows back into the cylinder bore la so that the pressure in the cylinder bore la at the start of the compression stroke of the # 1 cylinder is higher than the pressure in the intake port Id. It is configured. Since the lengths of the branch pipes 2a, 2d, 2b, and 2c for each cylinder are set to be relatively long, a large primary pressure wave can be generated by a large flow rate of exhaust gas by exhaust blowdown.
  • the intake valves IN1 and 2 of the # 1 cylinder are in the open state.
  • the average pressure P12 in the exhaust port le in the overlap period T12 overlapped with a certain period T2 is within the exhaust port le in the EGR valve opening period T1 and in the period T12 'after the overlap period T12 has elapsed. It is configured to be lower than the average pressure P12 '.
  • the total length of the third branch pipes 2b and 2c is such that most of the primary pressure wave caused by the blowdown gas in each one of the cylinders is The length is set to reach the exhaust valve opening of the other cylinder in the period Tl 2 ′ after the overlap period Tl 2 has elapsed.
  • the primary pressure wave (sonic velocity) of the # 4 cylinder above has a time (eg, 1.7 milliseconds) corresponding to the crank angle ⁇ 0 (eg, 20 °) up to INC (ABDC15 ° —invalid angle 15 °).
  • 500m / s) is set to the length that reaches # 1 cylinder (for example, 0.8 m).
  • the invalid angle means an angle at which there is almost no flow even when the valve force S is lifted when the valve is opened and when the valve is closed.
  • the flow rate of exhaust gas and fresh air is almost zero at a crank angle of 15 ° at 2000 rpm.
  • the engine in the low-load operation region, the engine is operated in “intake reverse flow EGR + exhaust re-intake + EGR gas supercharging” ZHCCI mode X (see FIG. 10), and the intake valve is quickly opened to the intake port. Exhaust gas is flowing backwards. EGR gas supercharging effect is large in the medium-load operation range V, “full blow-down pressure wave supercharging” ZHCCI mode (see Fig. 8) is operated. In high-load operation region, the “blow-down pressure wave supercharging effect” EGR gas supercharging with reduced operation ”It is operated in ZHCCI mode (see Fig. 9).
  • the primary pressure wave of the blow-down gas generated when the # 4 cylinder exhaust valves EX1 and 2 are opened while the # 1 cylinder exhaust valve is performing EGR valve opening operation is the # 1 cylinder exhaust gas.
  • the port will be reached (see arrow a in Fig. 8 (d)).
  • Fig. 8 (a) is a characteristic diagram showing changes in the EGR gas flow rate, exhaust (EX) gas flow rate, and fresh air (IN) flow rate according to the crank angle
  • Fig. 8 (b) is the cylinder pressure and exhaust port.
  • FIG. 6 is a characteristic diagram showing changes in internal pressure and intake port internal pressure according to crank angle.
  • most of the primary pressure wave of the blowdown is within the exhaust valve opening in the EGR valve opening period T1 and in the period T12 ′ after the overlap period T12 has elapsed. It is configured to reach 1. Therefore, overlap During this period, the primary pressure wave hardly reaches the exhaust valve opening and the pressure inside the exhaust port is low. Therefore, EGR gas hardly pushes back the fresh air drawn into the cylinder.
  • most of the primary pressure wave arrives after the overlap period has elapsed, so the pressure in the exhaust port increases and the EGR valve opening is sufficiently large during this period. Is pushed into the cylinder. Of course, at this point, the intake valve is closed, so no fresh air is pushed back.
  • the cylinder volume is constant or decreasing.
  • the cylinder pressure can be effectively increased by pushing the EGR gas. Note that if the exhaust port pressure drops during the EGR valve opening period, the cylinder exhaust also escapes to the exhaust port, so it is desirable that the maximum value of the pressure wave comes before the EGR valve is closed. ,.
  • Fig. 9 (a) is a characteristic diagram of the EGR gas flow rate, exhaust gas flow rate, and fresh air flow rate
  • Fig. 9 (b) is a characteristic diagram of cylinder internal pressure, exhaust port internal pressure, and intake port internal pressure.
  • the positive side portion c
  • the negative side point C '
  • Fig. 10 (a) is a characteristic diagram of EGR gas flow rate, exhaust gas flow rate, and fresh air flow rate
  • Fig. 10 (b) is a characteristic diagram of cylinder internal pressure, exhaust port internal pressure, and intake port internal pressure. .
  • FIG. 11 is a diagram for explaining a second embodiment of the present invention, in which the same reference numerals as those in FIG. 1 denote the same or corresponding parts.
  • the EGR gas is supercharged by the primary pressure wave caused by the blow-down from the second cylinder.
  • the exhaust pressure (back pressure) of the exhaust system is increased. EGR gas is supercharged by using the point that is higher than the intake pressure.
  • the engine 1 of this embodiment is an HCCI engine based on a turbocharged diesel engine of intercooler turbocharged 4-valve DOHC.
  • the compression ratio is set to 14.5, which is lower than that of conventional diesel engines.
  • the third embodiment and the fourth embodiment, which will be described later, are based on the same intercooler turbocharged 4-valve DOHCV8 engine and 14 engine.
  • the # 1 to # 3 cylinders and the # 4 to # 6 cylinders are arranged in a left and right bank, and the intake port Id of each cylinder is arranged in the left and right banks.
  • a surge tank 25 is connected via intake manifolds 25a and 25b.
  • Left and right turbochargers 27a and 27b equipped with variable nozzle turbines are connected to the cylinders of the left and right banks via left and right exhaust manifolds 26a and 26b.
  • the exhaust gas outlet pipes 28a and 28b connected to the respective turbochargers join the joining pipe 28c on the way.
  • the above tar Air pressurized by the chargers 27a and 27b is supplied to each cylinder through an intercooler (not shown) and the surge tank 25.
  • the cylinders having different 360-degree phases are located in the opposite bank. Therefore, in the engine 1 in which the exhaust system is separated in the left and right banks, The exhaust port pressure during the EGR valve opening period is kept low when there is no exhaust throttling without the large primary pressure wave of the blowdown of the other cylinders reaching near the intake bottom dead center.
  • the exhaust pressure automatically becomes higher than the intake pressure during the transient operation such as at the start of acceleration because the turbine rotation is low. If the variable nozzle is controlled in the closing direction during the acceleration, the exhaust pressure is further increased. As the turbine rotation increases and approaches the steady state, the intake pressure increases and the variable nozzle is controlled in the opening direction, so the amount of EGR introduced decreases and the output tends to increase. In addition, when the engine is warmed up at the time of start-up, the variable nozzle is throttled to almost fully closed, and is substituted for the exhaust throttle valve.
  • the exhaust camshaft of the engine 1 of the present embodiment is formed with an EGR cam that opens the exhaust valve near the bottom dead center of the intake stroke.
  • This EGR cam is configured to reduce the overlap between the intake valve opening period and the exhaust valve EGR opening period.
  • the EGR cam lift amount L1 at the center of the overlap between the lift curve of the EGR cam and the lift curve of the intake valve or at the point L where the lift curves intersect is It is configured to be approximately 40% of the maximum lift amount L2.
  • the EGR valve opening operation is configured such that the lift amount at the center of the overlap period or the point where the lift curves intersect is approximately 40% of the maximum lift amount. Therefore, the overlap period is narrowing, and therefore the period after the overlap period is widened. As a result, the push-back amount of fresh air decreases and the push-in amount of EGR gas increases.
  • the intake valve of the first cylinder is closed after bottom dead center, and the exhaust valve of the first cylinder is connected to the EG In the R valve opening operation, the valve is opened before the intake valve of the first cylinder is closed, and the maximum lift is achieved after the intake valve is closed.
  • FIG. 12 is an overall configuration diagram for explaining a third embodiment of the present invention, in which the same reference numerals as those in FIG. 11 denote the same or corresponding parts.
  • the third embodiment is an example in which one turbocharger 27b common to the left and right banks is provided, whereas a turbocharger is provided for each of the left and right banks in the second embodiment.
  • the # 1 to # 4 cylinders and the # 5 to # 8 cylinders are arranged to form a left and right bank, and the intake port Id of each cylinder is located in the left and right banks.
  • Arranged surge tanks 25 are connected via intake manifolds 25a and 25b.
  • each cylinder in the left and right banks is connected to a turbocharger 27b equipped with a variable nozzle turbine at the junction of the left and right exhaust pipes connected to the left and right exhaust manifolds 26a and 26b. .
  • the cylinders having different 360-degree phases are located in the banks on the opposite side, so that the length of the exhaust pipe connecting them becomes long, and the opening timing of the exhaust valve The first pressure wave of the blowdown reaches after the bottom dead center of the intake stroke.
  • the change in the arrival time of the primary pressure due to the rotation speed becomes larger For this reason, the adjustment amount of the exhaust opening timing for each rotation speed increases.
  • FIGS. 13 to 16 are views for explaining a fourth embodiment of the present invention, in which the same reference numerals as those in FIGS. 1 to 5 denote the same or corresponding parts.
  • the merging pipe 2e of the first exhaust system 22 and the merging pipe 2g of the second exhaust system 23 are in contact with a turbocharger 27b having one common variable nozzle turbine. It has been continued.
  • An intercooler 3h is interposed between the air discharge port of the turbocharger 27b and the surge tank 3e.
  • a pressure sensor 2R is disposed on the exhaust branch pipe 2a.
  • the exhaust branch pipe 2d and the surge tank 3e are connected by an EGR passage 2m, and an EGR cooler 2n and an EGR valve 2p are interposed in the EGR passage 2m.
  • EGR valve 2p When the EGR valve 2p is opened, it is introduced into the surge tank 3e while being cooled by the exhaust gas power 3 ⁇ 4GR cooler 2n, and is sucked into the intake side of each cylinder from here.
  • EGR gas supercharging has a limit on the amount of EGR that can be introduced without reducing fresh air. Therefore, other methods are used in combination at low load operation where a higher EGR rate is required. Therefore, it is necessary to increase the amount of EGR. If the method of introducing a large amount of high-temperature internal EGR after reducing fresh air as in the first embodiment is adopted as it is in the engine of the fourth embodiment with a high compression ratio using light oil as a fuel, the compression temperature will be reduced. Too high. Therefore, an EGR cooler 2n is installed to introduce cooling EGR from the outside.
  • the drive lever 10 for performing the EGR valve opening operation is supported by the intake valve shaft 7a and is formed on the intake camshaft 5.
  • the cam nose 5a 'swings up and down via the roller 10a.
  • the drive lever 10 has bifurcated pressing pieces 10c, 10c.
  • the pressing pins 10d, 10d are screwed to the pressing pieces 10c, 10c so as to be adjusted in the axial direction.
  • the front ends 8d and 8d are pressed.
  • the exhaust camshaft 6 is provided with an exhaust cam phase varying mechanism 16.
  • the exhaust pipe lengths of the first and second exhaust systems 22 and 23 are set so that the primary pressure wave of the blowdown gas from one cylinder is given to the exhaust port of the other cylinder. Although it is necessary to set the length to arrive at the timing, it may be difficult to secure the required length especially for the second exhaust system 23. Therefore, in the operating range where EGR gas supercharging is performed, it is desirable to retard the phase of the exhaust camshaft 6 more than usual by the exhaust cam phase variable mechanism 16 described above.
  • a cam phase varying mechanism for the intake camshaft 5 may be provided.
  • FIG. 17 is a diagram showing the relationship between the EGR valve opening timing and the exhaust port internal pressure when the exhaust valve opening timing is retarded during acceleration transients (for example, the engine speed is 1500 rpm).
  • FIG. 18 shows the relationship between the EGR valve opening timing and the exhaust port pressure when the engine speed is high (eg, 4000 rpm). As the engine speed increases, the arrival of the primary exhaust pressure wave slows down, so the opening timing of the exhaust valve is advanced, or the EGR valve opening timing and the intake valve closing timing are It is necessary to retard and maintain the relationship between the exhaust pressure wave and the EGR valve opening timing.
  • the exhaust valve opening timing is advanced by 5 ° to reduce exhaust pump loss and the EGR valve opening timing and intake valve closing timing are delayed by 15 ° compared to the above-mentioned low speed (1500rpm).
  • the intake flow rate near the bottom dead center of intake increases the volumetric efficiency.
  • the average exhaust pressure is slightly higher than the intake pressure due to the high rotation steady state, but the exhaust pressure at the intake bottom dead center just before the arrival of the primary pressure wave is lower than the intake pressure. I can't.
  • the exhaust pressure wave arrives after the intake valve closes and pushes in the EGR gas, but the EGR gas supercharging effect is large because the time area for opening the EGR valve is small due to high rotation.
  • Exhaust pump loss is increasing because the exhaust valve opening time is too early, but fuel efficiency is not so important at high engine speed and high output, so it is considered acceptable.
  • the exhaust and intake cam phases can be determined regardless of the EGR valve opening, and of course, higher output is possible.
  • the exhaust port le of the present embodiment is a tangential port that generates a swirl flow E that flows around the cylinder axis when EGR gas flows into the cylinder.
  • a tangential port is preferable to a helical port.
  • the swirl direction of the swirl flow E by the EGR gas is the same as the swirl direction of the swirl flow F generated by the new airflow from the intake valve.
  • the exhaust pressure is increased by restricting the turbine nozzle during start-up and warm-up operation, and EGR gas supercharging is performed to ensure the compression temperature and pressure necessary for combustion. This makes it possible to reduce the compression ratio, which is advantageous for HCCI operation.
  • the throttle amount of the turbine nozzle is controlled by feedback-controlling the exhaust pipe pressure based on the signal from the pressure sensor 2r so as to reach a target value corresponding to the engine water temperature.
  • FIGS. 21 and 22 are views for explaining a fifth embodiment of the present invention, which is an example of blowdown supercharging in a rotary engine configured to perform HCCI operation.
  • 20 is a 2-rotor 6-port rotary engine.
  • the rotary engine 20 has eyebrow-shaped rotor chambers 21a, 21a 'formed in rotor housings 21, 21 /, and rice ball-shaped rotors 22, 22' are formed in the rotor chambers 21a, 21a '. It is arranged so that it can rotate clockwise.
  • the fixed gears 23 are engaged with the rotor gears 22a of the rotors 22 and 22 ', and the rotors 22 and 22' rotate so as to slide on the inner peripheral surfaces 21b and 21b of the rotor chambers 21a and 21a '.
  • the eccentric shaft (not shown) rotates and the output is taken out.
  • the outer space 22b of the rotors 22, 22 ', the inner space 21b of the rotor chambers 21a, 21a', and the three spaces surrounded by the side walls 21f, 21f are the combustion chambers al, a2, a3, respectively. It has become.
  • First, second and third intake ports 21c, 21d and 21e and first and second exhaust ports 21g and 21h are formed on the side walls 21f and 21f of the rotor housings 21 and 21 '. ing.
  • the first, second and third intake ports 21c, 21d and 21e have the first, second and third intake passages 21c ', 2 Id' and 21 ⁇ ', respectively.
  • Shotter valves 28a and 28b are interposed in the second and third intake passages 21cT and 21 ⁇ '. Further, exhaust passages 21 and 21 are connected to the exhaust ports 21g and 21h, and these exhaust passages 21 and 21 merge with an exhaust confluence passage 29.
  • the rotors 22 and 22 'arranged in the rotor chambers 21a and 21a' have a phase difference of 1Z2 cycles (a rotation angle of 540 °).
  • EGR ports 24a and 24a ′ are formed so as to be positioned near the compression stroke start position of the combustion chamber.
  • the EGR ports 24a and 24a ' are connected to the junctions of the exhaust passages 21 and 21g' via the exhaust introduction branch passages 24b and 241 / and the exhaust introduction junction passage 24c.
  • the exhaust introduction branch passages 24b and 24b ′ are provided with EGR control valves 26 and 26 ′, which are solenoid valve caps.
  • the second and third intake passages 21d 'and 21 ⁇ ' are blocked by the first and second shunt valves 28a and 28b, and the intake air is the first intake port. Inhaled from 2 lc only.
  • the first shirt Tanolev 28a in the second intake passage In addition, in the high speed range, the second shirt valve 28b is also opened.
  • the rotor 22 in one rotor chamber 21a when the rotor 22 in one rotor chamber 21a is in the initial compression state indicated by the solid line (the intake port 21c is substantially closed), the rotor 22 ⁇ in the other rotor chamber 21 is indicated by a broken line.
  • the other rotor 22 ⁇ -force exhaust port 21g is opened, a high-pressure exhaust port pressure wave is generated, and one EGR control valve 26 By opening the exhaust gas, the exhaust port pressure wave can push the exhaust gas into the combustion chamber at the initial stage of the compression stroke through the exhaust introduction branch passage 24b, and the internal EGR amount can be increased without reducing the fresh air.
  • the EGR control valves 26 and 2 that can be opened and closed at any time are interposed in the exhaust introduction passages 24b and 24b ', so that the exhaust pressure wave can be supplied into the combustion chamber at a desired timing.
  • the ignition timing in HCCI operation can be controlled.

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Abstract

第１気筒の排気弁がＥＧＲ開弁状態にある期間Ｔ１と該第１気筒の吸気弁が開弁状態にある期間Ｔ２とが重なるオーバーラップ期間Ｔ１２における排気ポート内の平均圧力Ｐ１２を上記ＥＧＲ開弁期間Ｔ１内でかつ上記オーバーラップ期間Ｔ１２経過後における排気ポート内の平均圧力Ｐ１２′より低くするか、又はオーバーラップ期間Ｔ１２における重なり開弁時間面積Ｓ２を上記ＥＧＲ開弁期間Ｔ１における開弁時間面積Ｓ１の１／４以下とした。

Description

明 細 書
4サイクノレエンジン 技術分野
[0001] 本発明は、シリンダ内に新気及び EGRガスを導入するようにした 4サイクルエンジン に関し、詳細には、簡単な構成により新気導入量の減少を防止しつつ EGRガスの導 入量を増加できるようした 4サイクルエンジンに関する。
背景技術
[0002] 予混合圧縮着火 (HCCI)エンジンは、通常のディーゼルエンジンが圧縮上死点付 近で燃料を噴射供給するのに対し、燃焼室内に燃料を早期噴射し、あるいは吸気ポ ート内で燃料と空気を混合し、圧縮温度による燃焼反応によって圧縮上死点付近で 予混合気を自己着火させる方式のエンジンである。
[0003] 希薄予混合気を自着火によって燃焼室全体でほぼ同時に燃焼させるこの HCCI燃 焼方式は、ディーゼルエンジン並みの高い燃焼効率にカ卩えて、ガソリンエンジンと同 様に煤の発生がほとんどなぐさらに NOxの生成も極めて少ないという特徴を持つ。
[0004] この HCCI燃焼を実現するために、ガソリンエンジンをベースとしたものとディーゼ ルエンジンをベースとしたものとが広く研究されて 、る。
[0005] 前者は燃料にガソリンを使うとともに、高負荷と低負荷運転は従来のガソリンェンジ ンと同じ火花点火燃焼をさせ、中負荷の HCCI運転時は圧縮比が低いことを補って 自着火に必要な圧縮温度を得るために、大量の高温 EGRを利用する。高温の EGR を導入すると高温の EGRガス体積分の新気が減少して EGRをカ卩えた全体の混合気 質量が大きく低下する。その結果、混合気の熱容量が低下し燃焼温度が上昇して N Oxが大量に発生するため燃料供給量を増加できな!/、。
[0006] 後者は燃料に軽油を使うとともに、高負荷と極低負荷運転は従来のディーゼルェン ジンと同様のディーゼル燃焼をさせ、中負荷では燃料噴射時期を進角した上で、大 量の冷却 EGRを導入して着火を抑制して、着火までに十分な予混合時間を確保す ることで HCCI又はそれに近 、燃焼を実現するものである。大量の EGRの導入に伴 つて新気が減少することで、酸素不足による煤が発生するために燃料供給量を増加 できない。また圧縮比を低下することでも着火を抑制できるが、始動性と低温燃焼が 悪ィ匕するために低圧縮比には限界がある。
[0007] そのため、このような HCCIエンジンを自動車に使った場合に、 EGR導入に伴う新 気の減少が主要因となって HCCI運転が低中負荷領域に限定されるため、 HCCIの 燃費向上と排ガスの性能が実走行では十分発揮できないという問題がある。
[0008] 吸気行程で再度排気弁を開くことによって、 EGRが入りにくい高負荷時に EGRを 増加させる方法が特許文献 1, 2と非特許文献 2に提案されており、また低温時に高 温の EGRを排気ポートからシリンダに導入する方法が非特許文献 1に、提案されて いる。
特許文献 1：特公昭 51 - 34526号公報
特許文献 2：特開 2005— 61325
非特許文献 1： ASME80 DGP 8
非特許文献 2： JSAE20045094
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0009] 上記特許文献 2に記載されたエンジンでは、新気吸入量の減少は考慮されている 1S EGR開弁の期間を主として吸気行程に設定しているため、 EGRガスの流入はピ ストンの下降によるシリンダ容積を埋め合わせることに使われ、積極的にシリンダ圧力 を高めることには使われない。その上、排気絞りによる排気圧力上昇はポンプ損失を 増力！]して燃費を悪化させるため、シリンダ圧力を高めるために必要な圧力まで排気 圧力を増加することは現実的でない。また、高負荷時にも吸気行程の一部を EGR導 入に当てるために新気量が制限されて、 HCCI運転領域を十分に広げることができ ない。また、このエンジンは電磁弁のような複雑な可変動弁機構を前提としているた め、その駆動エネルギ損失やコストに関して大きな問題がある。
[0010] 非特許文献 1に記載されたエンジンでは、 EGR開弁を加速時に使うためには特別 な排気絞りが必要となる上、 EGR導入に伴って新気が減少するため煤が発生しやす くなる。また、排気絞りによる排気圧力上昇分がそのままポンプ損失となって燃費を 悪化させる。さらに、可変機構を有しない場合は出力低下が避けられない。 [0011] 上記特許文献 1のエンジンは、排気口一タリバルブ等の複雑な機構が必要とされる ため、実用化されていない。さらにまた上記非特許文献 2のエンジンでは、 EGR量を 増加できるものの、新気吸入量の減少は避けられな 、。
[0012] 本発明の目的は、複雑な可変機構等を必要とすることなぐまた新気量を減少させ ることなく EGRガス量を増加でき、もって加速時にも HCCI運転を可能にして、排気 ガス対策を図りつつ出力低下を最小限に抑えることができる低燃費 4サイクルェンジ ンを提供する点にある。
課題を解決するための手段及びその効果
[0013] 請求項 1の発明は、第 1気筒の排気弁を該第 1気筒の吸気行程から圧縮行程の下 死点付近において再度開く EGR開弁によって、第 2気筒側からの高圧の排気ガスを 第 1気筒のシリンダ内に逆流させ、該第 1気筒の圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を 吸気ポート内圧力より高くするように構成された 4サイクルエンジンであって、上記第 1 気筒の排気弁が EGR開弁状態にある期間と該第 1気筒の吸気弁が開弁状態にある 期間とが重なるオーバーラップ期間における排気ポート内の平均圧力を上記 EGR開 弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間経過後における排気ポート内の平均圧力 より低くする力、又はオーバーラップ期間における重なり開弁時間面積を上記 EGR 開弁期間における開弁時間面積の 1Z4以下としたこと特徴としている。
[0014] ここで図 20に示すように、上記開弁時間面積とは、縦軸を EGR開弁の開口面積を 代表するリフト量、横軸をクランク角度とした EGR開弁による EGR開口面積カーブ C 1と横軸で囲まれた面積 S1を意味する（同図 (a))。また、オーバーラップ期間にお ける重なり開弁時間面積とは、 EGR開口面積カーブ C1と、吸気弁開口面積カーブ C2と、横軸とで囲まれた三角形状の面積 S2を意味する（同図 (b))。
[0015] また、請求項 1の発明の 4サイクルエンジンは、レシプロエンジン及びロータリエンジ ンの両方を含む。ロータリエンジンの場合、上記「第 1気筒の排気弁を該第 1気筒の 吸気行程力も圧縮行程の下死点付近において再度開く EGR開弁によって」とは、例 えば、 EGRポートを第 1気筒の燃焼室の圧縮行程開始部付近に開口するよう形成し 、該 EGRポートを排気導入通路で第 2気筒の排気ポートに連通させるとともに、該排 気導入通路に EGR開閉弁を設け、該 EGR開閉弁を吸気行程から排気行程に変化 するタイミング付近で開くことによって、を意味する。
請求項 1の発明では、オーバーラップ期間における排気圧力を低くしたので、又は オーバーラップ期間における重なり開弁時間面積を小さくしたので、シリンダ内に吸 入された新気を EGRガスが吸気ポート側に押し戻すのを抑制できる。
[0016] またオーバーラップ期間経過後における排気圧力を高くしたので、又はオーバーラ ップ期間経過後の開弁時間面積を大きくしたので、シリンダ内に多量の EGRガスを 押し込むと同時に EGRガス圧力によってシリンダ内圧力を高めることができる。
[0017] ガソリンエンジンベースの HCCIエンジンの場合には、 EGRガスを押し込むことで 吸気行程下死点付近でシリンダ内圧力を高めると、それまでに流入した新気が断熱 圧縮されることによってその温度が上昇する。さらに圧縮上死点圧力も上昇するので 、 自着火に必要とされる圧縮温度が低下する。この二つの効果によって HCCI燃焼 に必要な EGR量が減少するため、 EGR導入に伴う新気の減少をさらに防止すること が可能になる。
[0018] 一方、ディーゼルエンジンベースの HCCIエンジンでは、吸気弁開期間中に吸入さ れた新気と冷却 EGRを押し戻すことなく EGRガスを押し込むことで、シリンダ内ガス 質量を増加することができる。さらに、ディーセルエンジンの排気ガスには酸素も含ま れているので、シリンダ内酸素質量も増加する。その結果、作動ガスの熱容量増加に よって燃焼温度が低下して NOxの生成が抑制され、同時に酸素質量の増加によつ て煤の発生が防止される。 EGRガス中の既燃ガスによって酸素濃度が低減され、従 来のディーゼルエンジンと同様、局所的燃焼温度が低下して NOx低減効果が得ら れるのは言うまでもない。
[0019] 請求項 2の発明は、請求項 1で述べた、オーバーラップ期間における排気ポート内 の平均圧力をオーバーラップ期間経過後の平均圧力より低くする方法の具体的構成 の例であって、上記第 1,第 2気筒は、位相が 1Z2サイクル異なるように、つまりレシ プロエンジンでは 360° 、ロータリエンジンでは 540° 異なるよう構成され、かつ共通 の排気系に接続されており、少なくとも中負荷運転領域では、上記第 1気筒の排気 弁の EGR開弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間の経過後に、上記第 2気筒か らの排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第 1気筒の排気弁開口に到達 するように、上記第 1気筒における排気弁の EGR開弁期間、第 2気筒の膨張行程に おける排気弁開時期、及び第 1,第 2気筒間の排気通路長さが設定されていることを 特徴としている。
[0020] 請求項 2の発明では、オーバーラップ期間においては、第 2気筒からの一次圧力波 は第 1気筒の排気ポートにはほとんど到達しな 、ように構成されて 、るので、排気ポ ート内圧力は低ぐ従って EGRガスがシリンダ内に吸入された新気を押し戻すことは ほとんどない。一方、オーバーラップ期間経過後においては、一次圧力波の大部分 が到達するように構成されているので排気ポート内圧力は高くなり、しかも EGR弁開 度が十分に大きくなつているので、多量の EGRガスがシリンダ内に押し込まれてシリ ンダ内圧力が高まる。勿論この時点では、オーバーラップ期間が経過しているから当 然ながら吸気弁は閉じているので、新気が押し戻されることはない。
[0021] なお、オーバーラップ期間はゼロにしないことが望ましい。ある程度のオーバーラッ プ期間を設けることにより、このオーバーラップ期間経過後の EGR開弁の開度を十 分に大きくでき、従って EGRガス導入量を増加できるからである。また、オーバーラッ プ期間に吸気ポート圧力が排気ポート圧力より高くなる特定の運転条件下では、この オーバーラップ期間に新気がシリンダボア内を経由して排気ポートに流入し、一次圧 力波到達時に再吸入される。これにより新気量の減少をさらに補うことができる。
[0022] 請求項 3の発明は、請求項 1におけるシリンダ内圧力を吸気ポート圧力より高める 場合の具体例であり、上記第 1,第 2気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が 備えられており、該排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガ スをシリンダ内に逆流させるよう構成され、上記第 1気筒の排気弁は、上記 EGR開弁 動作において、上記オーバーラップ期間の中央 (リフトカーブが交差する点）におけ るリフト量が最大リフト量の 1Z2以下となるように設定されていることを特徴としている
[0023] 請求項 3の発明では、オーバーラップ期間の中央、つまりリフトカーブの交点におけ るリフト量力 ¾GRカムの最大リフト量の 1Z2以下であるので、オーバーラップ期間が 狭くなつており、従ってオーバーラップ期間の経過後の期間が広くなつている。その 結果、新気の押し戻し量が少なくなり、 EGRガスの押し込み量が多くなる。 [0024] 請求項 4の発明は、請求項 1における、オーバーラップ期間の重なり開弁時間面積 を小さくする場合の具体例であり、上記第 1,第 2気筒に接続された排気系には、排 気絞り機構が備えられており、該排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、 高圧の排気ガスをシリンダ内に逆流させるよう構成され、上記第 1気筒の吸気弁は、 下死点後に閉弁し、上記第 1気筒の排気弁は、上記 EGR開弁動作において、上記 第 1気筒の吸気弁の閉前に開弁して該吸気弁の閉後に最大リフトとなることを特徴と している。
[0025] 請求項 4の発明では、下死点後に吸気弁を閉じてその後 EGR開弁の最大リフトが 来るようにしたので、吸気行程をいっぱいに使って新気を吸入することとなり、それだ け新気量を増加でき、かつ新気を押し戻すことなぐ EGRガスを大量に押し込むこと ができる。また吸気弁の閉後に EGR開弁における最大リフトとなるので、オーバーラ ップ期間の重なり開弁時間面積が狭くなるとともにオーバーラップ期間経過後の開弁 時間面積が広くなり、この点からも新気の押し戻し量が少なくなり、 EGRガスの押し込 み量が多くなる。
[0026] 請求項 5の発明は、請求項 3又は 4において、上記排気絞り機構が、ウェストゲート 付き又は可変ノズル式ターボチャージャであり、該ターボチャージャは、加速過渡運 転領域では、吸気圧の上昇力排気圧の上昇に比べて遅れるターボラグを有し、上記 ウェストゲート又はノズルを排気抵抗が大きくなる方向に制御されることを特徴として いる。
[0027] 請求項 5の発明では、排気絞り機構としてウェストゲート付き又は可変ノズル式ター ボチャージャを備えているので、加速過渡運転領域では、自動的に排気圧が吸気圧 より高くなり、多量の EGRガスをシリンダ内に導入できる。排気圧をこのために特別に 高めるわけではないので、 EGRガス過給のためにポンプ損失が増加して燃費が悪 化することはない。一方、ターボ過給エンジンは定常の高負荷運転では吸気圧が上 昇して排気圧と同等またはより高くなる傾向にあり、自動的に EGRが減少するので、 出力低下の弊害はほとんど生じな 、。
[0028] 請求項 6の発明は、請求項 2において、上記第 1気筒における排気弁の EGR開弁 時期と期間，吸気弁の閉時期及び第 2気筒の排気弁の膨張行程における開時期の 少なくとも 1つを変化させることにより、該第 1気筒に流入する新気量、 EGRガス量及 び該第 1気筒の圧縮開始時のシリンダ内圧力が制御されることを特徴としている。
[0029] 例えば中負荷領域は、新気量を減らすことなく EGRガス量を増やしたい領域である 力 一方、低負荷領域は新気量を減らして EGRガス量を増やしたい領域であり、また 高負荷領域は EGRガス量を減らして新気量を増やした 、領域である等、運転領域 によって、吸気弁，排気弁の開閉状態及び EGR開弁状態を制御する必要がある。
[0030] 請求項 6の発明では、新気量， EGRガス量，及びシリンダ内圧力が制御されるので 、エンジンの運転領域の変化に対応できる。
[0031] 請求項 7の発明は、請求項 6で述べた、吸気弁，排気弁の開閉状態及び排気弁の EGR開弁状態の制御を実現するための構成であって、排気カム軸及び吸気カム軸 と、該吸気カム軸に形成され、上記第 1気筒の排気弁を吸気行程下死点付近で再度 開弁する EGRカムと、該 EGRカムの動作を上記排気弁に伝達する排気弁駆動機構 と、上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相を変化させるカム位相可 変機構とを備えたことを特徴として 、る。
[0032] 請求項 7の発明では、上記吸気カム軸，排気カム軸の位相を変化させることにより、 上記第 1気筒の排気弁の EGR開弁時期、吸気弁の閉時期、及び第 2気筒の排気弁 の膨張行程における開時期を変化させることができ、もって第 1気筒の新気量、 EGR ガス量及び圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を制御することができる。具体的には、 膨張行程における排気カムと EGR開弁カムの位相を独立して変化することで、運転 条件に応じた EGRガス過給の要求の変化や圧力波の伝播に要するクランク角の回 転数による変化に応じて、 EGR開弁時期と排気弁開時期の位相差を調整することが できる。
[0033] 請求項 8の発明は、請求項 7における制御の具体例を示すものであり、高負荷運転 領域では、上記第 2気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が、上記第 1気 筒の EGR開弁期間が略経過後に該第 1気筒の排気弁開口に到達するように上記吸 気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相が制御されることを特徴としている。
[0034] 請求項 8の発明では、一次圧力波の到達時には EGR開弁リフトが小さくなつている ことに加えて、すでに圧縮行程に入ってシリンダ容積が縮小し始めているので、効果 的に EGRガスの導入を抑制することができる。
[0035] 請求項 9の発明は、請求項 7における制御の別の具体例を示すものであり、低負荷 運転領域では、上記第 1気筒の吸気弁が下死点前に閉じるとともに、上記第第 2気 筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第 1気筒の EGR開弁期間中に 該第 1気筒の排気弁開口に到達するように、上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方 又は両方の位相が制御されることを特徴としている。
[0036] 請求項 9の発明では、第 2気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記 第 1気筒の EGR開弁期間中に該第 1気筒の排気弁開口に到達するが、吸気弁が開 Vヽて 、る時期にはピストンがまだ下降中でシリンダ容積が拡大して 、るので、新気を 吸気弁開口力も押し戻すことなぐ負荷が小さいために小さくなつた排気圧力波を効 果的に使って EGRガス量を増加することができる。
[0037] なお、低負荷運転域でも過給効果で圧力が高まれば燃焼性は改善されるので、一 次圧力波の主要部分は EGR開弁後半に排気ポートに到達するよう圧力波の位相を 一致させるのが望ましい。即ち、圧力波が早く到達しすぎると EGR開弁後期にシリン ダカも排気ポートにガスが流出してせつ力べ高まったシリンダ圧力が低下するのを、 上記位相の一致で防止できる。必要なら排気絞りを利用することで排気ポート圧力を 高めるようにしても良い。さらに低負荷になると、 EGR率を増やして温度を高めると同 時に新気量を減少して AZFをリッチにして燃焼改善をすることが望ま 、。そのため には吸気弁閉時期を進角して吸気量を減少し、それに合わせて EGR開弁を進角し 、圧力波の位相を保っために排気カムも進角することになる。なお、吸気カム軸に E GRカムを設けることにより、吸気弁閉時期の進角と EGR開弁の進角を同時に行なう ことができる。なお、同時に吸気絞りを利用して新気を減少しても良い。
[0038] 請求項 10の発明は、請求項 7において、上記排気弁駆動機構は、 EGRカム力 排 気弁への駆動力の伝達をオンオフ可能に構成されて 、ることを特徴として 、る。
[0039] 請求項 10の発明では、 EGR開弁動作を行なう排気弁駆動機構がオンオフ可能に 構成されて 、るので、 EGR開弁動作を必要としな 、例えば高速回転高負荷運転領 域では EGR開弁動作を停止できるので、 EGRガス導入がエンジン出力の増大時の 支障になる問題を回避できる。さらに、 EGRカムを高回転で作動することがないよう にすれば、カムリフトの加速度を高めて同じ開き角でより高いバルブリフトを得る設定 が可能になる。
[0040] 請求項 11の発明は、請求項 1〜4の何れかにおいて、排気弁開口のカム軸方向左 右縁部に、 EGRガスをシリンダ中心部に集中させるガイド部が形成されて ヽることを 特徴としている。
[0041] 請求項 11の発明では、 EGRガスを、シリンダ内流入時にカム軸方向中央に集まる よう上記ガイド部により方向付けでき、圧縮上死点付近での燃焼室内の温度分布を 成層化できる。その結果、温度の高いシリンダ中央付近から自着火が始まり、順次、 温度の低い周辺の自着火が発生するので、 HCCIの問題点の一つである急速過ぎ る燃焼を緩慢にすることが出来る。さらに、平均圧縮温度を低下できるので、必要な E GR量を低減できる。
[0042] 請求項 12の発明は、請求項 1ないし 4及び 11の何れかにおいて、 EGRガスのシリ ンダ内流入時に生成されるタンブル流の旋回方向力 吸気弁からの新気流によって 生成されるタンブル流との旋回方向と同じであることを特徴としている。
[0043] 請求項 12の発明では、 EGRガスによるタンブル流が新気流によるタンブル流と同 じ方向に旋回するので、両者の衝突により EGRと新気が混合すること及びタンブル 流が弱まる問題を回避できる。さらに、強いタンブル流を圧縮上死点付近まで維持で きるので、中央の高温の EGRと周辺の低温の新気の圧縮行程における混合を防止 して、温度分布の成層化を強めることができる。
[0044] 請求項 13の発明は、請求項 1〜4の何れかにおいて、上記排気ポートは、 EGRガ スのシリンダ内流入時に気筒軸回りに流れるスワール流を生成するタンジュンシャル ポートとなっており、かつ該 EGRガスによるスワール流の旋回方向力 吸気弁からの 新気流によって生成するスワール流の旋回方向と同じであることを特徴としている。
[0045] 請求項 13の発明では、 EGRガスによるスワール流が新気流によるスワール流と同 じ方向に旋回するので、両者の衝突によりスワール流が弱まる問題を回避できる。 図面の簡単な説明
[0046] [図 1]本発明の第 1実施形態によるエンジンの模式構成図である。
[図 2]上記第 1実施形態エンジンの断面側面図である。 圆 3]上記第 1実施形態エンジンのピストン部分の温度分布を説明するための図であ る。
圆 4]上記第 1実施形態エンジンの動弁機構の平面模式図である。
[図 5]上記動弁機構の要部拡大図である。
[図 6]上記第 1実施形態エンジンのバルブタイミングを示す図である。
[図 7]上記バルブタイミング図の拡大図である。
圆 8]上記第 1実施形態エンジンの特性説明図である。
圆 9]上記第 1実施形態エンジンの特性説明図である。
圆 10]上記第 1実施形態エンジンの特性説明図である。
圆 11]本発明の第 2実施形態によるエンジンの模式構成図である。
圆 12]本発明の第 3実施形態によるエンジンの模式構成図である。
圆 13]本発明の第 4実施形態によるエンジンの模式構成図である。
圆 14]上記第 4実施形態エンジンの動弁機構の模式平面図である。
[図 15]上記動弁機構の断面側面図である。
[図 16]上記エンジンの排気ポート形状を示す模式図である。
圆 17]上記第 4実施形態エンジンの特性説明図である。
圆 18]上記第 4実施形態エンジンの特性説明図である。
[図 19]ノ レブリフトにおける無効クランク角を説明するための図である。
[図 20]本発明における EGR開弁時間面積を説明するための図である。
圆 21]本発明の第 5実施形態によるロータリエンジンの模式断面正面図である。
[図 22]上記第 5実施形態エンジンの模式断面平面図である。
符号の説明
1 4サイクノレエンジン
In ガイド部
2a + 2d 第 1,第 2気筒間の排気通路長さ
5 吸気カム軸
5a' EGRカム
6 排気カム軸 9 排気弁駆動機構
15, 16 吸気カム，排気カム位相可変機構
20ロータリエンジン
27a, 27b ターボチャージャ
B 新気タンブル流
C 排気タンブル流
Tl EGR開弁状態にある期間
T2 吸気弁が開弁状態にある期間
T12 オーバーラップ期間
Ύ\ 2' オーバーラップ期間経過後の期間
# 1 第 1気筒
#4 第 2気筒
発明を実施するための最良の形態
[0048] 以下本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。
図 1〜図 10は本発明の第 1実施形態による 4サイクルエンジンを説明するための図 であり、図 1は全体構成図、図 2〜図 5はエンジンの構造を示す図、図 6〜図 10は動 作説明図である。
[0049] 図において、 1は 4バルブ DOHCガソリンエンジンをベースとした HCCIエンジンで ある。該エンジン 1は、 # 1気筒〜 #4気筒を備えており、該 # 1〜#4気筒は、それ ぞれ 2本ずつの吸気弁 INI, ΙΝ2と、 2本ずつの排気弁 EX1, ΕΧ2の合計 4本の弁を 備えている。また、該エンジン 1はガソリン筒内噴射弁 13を備え、圧縮比は火花点火 燃焼に最適な 12に設定されて!、る。
[0050] 上記エンジン 1の点火順序は # 1 # 3— #4 # 2気筒となっている。該各気筒 間の位相（点火間隔）はクランク軸角度で 180度であり、従って # 1気筒と #4気筒の 位相、及び # 2気筒と # 3気筒の位相はそれぞれ 360度である。なお、 # 1気筒と # 4気筒のピストン位置、及び # 2気筒と # 3気筒のピストン位置は常に同じであり、 # 1 気筒及び #4気筒のピストン位置と # 2気筒及び # 3気筒のピストン位置は 180度異 なる。 [0051] 上記エンジン 1の具体的構造を説明する。上記 # 1〜#4気筒の各シリンダボア la 内には、ピストン lbが摺動自在に挿入され、該ピストン lbはコンロッド Ifでクランク軸（ 図示せず）に連結されている。上記シリンダボア laの上側に位置する燃焼室 lcには 、吸気ポート Idの吸気弁開口 lcT 、排気ポート le排気弁開口 1 力^つずつ開口 しており、該各開口を上記吸気弁 IN1, 2、排気弁 EX1, 2が開閉するようになってい る。
[0052] 上記吸気弁 IN1, 2、排気弁 EX1, 2は、動弁装置 4により開閉駆動される。この動弁 装置 4は、クランク軸と平行に配置された吸気カム軸 5,排気カム軸 6と、該吸気カム 軸 5,排気カム軸 6により揺動駆動される吸気ロッカレバー 7, 7、排気口ッカレバー 8, 8とを備えている。
[0053] 上記吸気カム軸 5には、各気筒毎に各吸気弁に対応するように吸気カムノーズ 5a が形成されている。該各吸気カムノーズ 5aはベース円部 5bと、リフト部 5cとを備えて いる。上記排気カム軸 6にも、同様にベース円部 6bとリフト部 6cとを有する排気カムノ ーズ 6aが各排気弁に対応するように形成されて!、る。
[0054] 上記吸気ロッカレバー 7, 7は、クランク軸と平行に配置された吸気口ッカ軸 7aで摇 動可能に支持されている。上記吸気ロッカレバー 7, 7の前部にはローラ 7b, 7bが回 転自在に支持されている。上記吸気カム軸 5を回転させると、該吸気カム軸 5の吸気 カムノーズ 5a, 5aが上記ローラ 7b, 7bを介して上記吸気ロッカレバー 7, 7を揺動さ せ、該吸気ロッカレバー 7, 7の先端の押圧部 7c, 7cが吸気弁 INI, 2を開方向に押 し下げる。
[0055] 上記吸気側と同様に、上記排気口ッカレバー 8, 8は、クランク軸と平行に配置され た排気口ッカ軸 8aで揺動可能に支持され、該排気口ッカレバー 8, 8の前部にはロー ラ 8b, 8bが回転自在に支持されている。上記排気カム軸 6を回転させると、該排気力 ム軸 6の排気カムノーズ 6a, 6aが上記ローラ 8b, 8bを介して上記排気口ッカレバー 8 , 8を揺動させ、該排気口ッカレバー 8, 8の先端の押圧部 8c, 8cが排気弁 EX1, 2を 開方向に押し下げる。
[0056] 本実施形態の動弁装置 4は、吸気カム軸 5により排気弁 EX1, 2を吸気行程の下死 点付近で再度開く EGR開弁動作を実行する EGR開弁機構 9を備えている。 [0057] この EGR開弁機構 9は、上記吸気カム軸 5に形成された EGRカムノーズ 5a' と、上 記吸気口ッカ軸 7aに軸支された駆動レバー 10と、上記排気口ッカ軸 8aに軸支された 中間レバー 11と、上記排気カム軸 6に形成された EGRガイドカム 6b' とを備えてい る。
[0058] 上記吸気カム軸 5側の EGRカムノーズ 5a' は、上記吸気カム軸 5の 2つの吸気力 ムノーズ 5a, 5a間に形成されている。この EGRカムノーズ 5a' は、上記吸気側のベ 一ス円部 5bと同一径の EGRベース円部 5b' と、上記吸気側のリフト部 5cより小さい リフト量を有する EGRリフト部 5 とを有する。
[0059] また上記排気カム軸 6側の EGRガイドカム 61/ は、上記排気カムノーズ 6aのべ一 ス円部 6bと同一径を有する。なお、この EGRガイドカム 6b' は、ベース円部のみか らなり、リフト部は有しない。
[0060] 上記駆動レバー 10は概ね L字形状をなし、該 L字形の一方の先端部が上記ロッカ 軸 7aにより揺動可能に支持されている。また上記 L字形のコーナ部にはローラ 10aが 支持され、他方の先端部には押圧ピン 10bが軸方向位置を調整可能に螺挿されて いる。
[0061] 上記中間レバー 11は概ね三角形状をなし、該三角形の頂角部が上記口ッカ軸 8a より揺動可能に支持されて 、る。また上記三角形の一方の底角部には上記押圧ピン 10bが当接する押圧面 11aが形成され、他方の底角部には、ローラ l ibが軸支され ている。この中間レバー 11は、上記ローラ l ibが上記排気カム軸 6の EGRガイドカム 6b' に常時転接する方向に回転付勢されている。
[0062] ここで、上記中間レバー 11と 2つの排気口ッカレバー 8, 8との間には、該中間レバ 一 11の揺動を該排気口ッカレバー 8, 8に伝達する EGR開弁オン状態と上記揺動を 伝達しない EGR開弁オフ状態との何れかに切替え可能の切替機構 12が形成されて いる。
[0063] 上記切替機構 12は、図 5に示すように、上記中間レバー 11の一方の底角部及び 排気口ッカレハー 8, 8の一方の底角部に同軸をなすように連結穴 12aを形成し、該 連結穴 12a内に連結ピストン 12b, 12cを軸方向に摺動可能に、かつ軸直角方向に 相対移動可能に配置した構造のものである。 [0064] また上記連結ピストン 12bの一端面と連結穴 12aの一端とで油圧室 12eが形成され 、連結ピストン 12cの他端面と連結穴 12aの他端との間にはストッパ 12dを介在させて リターンスプリング 12fが配設されている。上記油圧室 12eには、上記口ッカ軸 8aに形 成された油圧通路 8dを介して油圧を供給可能となっている。
[0065] 油圧が上記油圧室 12eに供給されると、上記連結ピストン 12c, 12bが中間レバー 11と排気口ッカレバー 8との境界を跨ぐ位置（図 5 (a) )に位置し、上記 EGR開弁オン 状態となる。そして上記油圧が開放されると、上記連結ピストン 12cと上記連結ピスト ン 12b及びストッパ 12dとの接触部が上記境界に一致し（図 5 (b) )上記 EGR開弁ォ フ状態となる。
[0066] さらにまた上記吸気カム軸 5は、該吸気カム軸 5の位相を自由に制御可能の吸気力 ム位相可変機構 15を備えている。吸気カム軸 5の位相を変化させると、吸気弁 IN1, 2の吸気行程における開閉時期が変化すると同時に、排気弁 EX1, 2の EGR開弁動 作における開閉時期も同じ位相だけ変化する。また上記排気カム軸 6は、該排気力 ム軸 6の位相を自由に制御可能の排気カム位相可変機構 16を備えて 、る。
[0067] ここで上記吸気ポート Idは、図 2に太実線で示すように、吸入空気流 (新気流）が、 気筒軸 Aを越えて排気弁側に流入し、気筒軸 Aに沿うように流下し、ピストン頂面で 反転して吸気弁側を上昇する新気タンブル流 Bが生成されるようにその形状等が設 定されている。具体的には、吸気ポート Idは、カム軸方向に見たとき、略直線状に形 成され、かつその中心軸 lkがシリンダボア la内周面の上記気筒軸 Aを越えた排気 弁開口に近い部分 1 に向かっており、このようにして新気流を排気弁側に方向付 けするようになっている。
[0068] 一方、上記排気ポート leは、図 2に太破線で示すように、排気ガス逆流 (EGRガス 流）が、排気弁側にて気筒軸 Aに沿うように流下し、ピストン頂面で反転して吸気弁側 を上昇する排気タンブル流 Cが生成されるようにその形状等が設定されて 、る。具体 的には、上記排気ポート leの排気弁開口 le' に近い部分である排気弁開口近傍部 分 le' ' は、気筒軸 Aに沿うように屈曲されている。詳細には、カム軸方向に見たと き、上記排気弁開口近傍部分 le' ' は、これの中心軸 lmが下死点に位置するビス トン lbの頂面より下方で気筒軸 Aと交差する程度に屈曲されて 、る。 [0069] さらにまた図 3に示すように、上記排気弁開口 1 の周縁のうち、カム軸方向左右 側部にはマスキング部 In, Inが形成されている。このマスキング In, Inは、 EGRガ スが排気弁開口 1 のカム軸方向左右側部力 流入するのを抑制し、もって EGR ガスの大部分を上記カム軸方向中央部力も流入させるためのものである。
[0070] このようにして本実施形態エンジン 1では、新気タンブル流 Bと排気 (EGR)タンブ ル流 Cが生成され、かつ該両タンブル流 B, Cは同じ方向に旋回することとなる。そし てまた上記排気タンブル流 Cは、排気弁 EX1, 2の主として中央部力 流入した EGR ガスにより生成される。そのため、圧縮行程開始時付近でのシリンダボア内の温度分 布は、気筒中心部ほど高くカム軸方向左右側部ほど低くなつている（図 3 (a)参照)。 一方、燃料噴射時期を、吸気開弁期間と排気弁の EGR開弁期間とのオーバーラッ プ期間付近、または吸気行程初期と、 EGR開弁期間とに二分割噴射とすることで、 噴射された燃料は新気流と EGR流の両方に混合して、圧縮上死点ではシリンダ内に 均一に分布できる。その結果、シリンダ内の燃料が濃い部分が高温となって NOxを 生成することを防止できる。
[0071] 上記エンジン 1に接続された吸気装置 3は、所定の容積を有するサージタンク 3eと 、該サージタンク 3eから分岐して上記 # 1気筒〜 #4気筒のそれぞれの吸気ポート 1 dに接続された分岐管 3a〜3dとを有する。上記サージタンク 3eの一端に形成された 吸入口 3fには吸気絞り弁 3gが配設され、該吸気絞り弁 3gの上流側にはエアクリーナ (図示せず)が接続されている。
[0072] さらにまた、上記エンジン 1に接続された排気装置 2は、各気筒毎の枝管 2a, 2d, 2 b, 2cの長さが比較的長く設定され、位相（点火間隔)が 360度の上記 # 1気筒と #4 気筒を連結して排気する第 1の排気系 22と、同じく位相 360度の # 2気筒と # 3気筒 を連結して排気する第 2の排気系 23とを備えた 、わゆる 4 - 2- 1排気系となってお り、高負荷運転領域にぉ 、て排気干渉が避けられるので出力向上に適して 、る。
[0073] 上記第 1の排気系 22は、 # 1気筒， #4気筒の排気ポート leに接続された第 1,第 4枝管 2a, 2dと、該両枝管 2a, 2dを合流させる第 1合流管 2eを有する。上記第 2の 排気系 23は、 # 2気筒， # 3気筒の排気ポート leに接続された第 2,第 3枝管 2b, 2c と、該両枝管 2b, 2cを合流させる第 2合流管 2fを有する。そして上記第 1,第 2合流 管 2e, 2fはメイン管 2gにより合流している。
[0074] また上記第 1,第 2合流管 2e, 2fには、上流側触媒 2i, 2iが介設され、上記メイン管 2gには下流側触媒 ¾が介設されている。さらにまた、上記メイン管 2gの下流側触媒 2 jより上流側には、排気通路面積を可変制御する排気絞り弁 2hが介設されている。
[0075] 上記 # 1気筒 (本発明の第 1気筒に相当する）と #4気筒 (本発明の第 2気筒に相当 する）との間での EGRガス過給にっ 、て詳細に説明する。
[0076] 本実施形態エンジン 1では、 # 1気筒の排気弁 EX1, 2を該 # 1気筒の吸気行程下 死点付近において再度開く EGR開弁によって、上記 #4気筒からのブローダウンガ スの一次圧力波を # 1気筒に所定タイミングで到達させ、もって該シリンダボア la内 に排気ガスを逆流させ、該 # 1気筒の圧縮行程開始時のシリンダボア la内圧力を吸 気ポート Id内圧力より高くするように構成されている。なお、各気筒毎の枝管 2a, 2d , 2b, 2cの長さが比較的長く設定されているので、排気ブローダウンによる大流量の 排気ガスによって大きな一次圧力波を作ることができる。
[0077] 換言すれば、図 7に示すように、上記 # 1気筒の排気弁 EX1, 2が EGR開弁状態に ある期間 T1と、該 # 1気筒の吸気弁 IN1, 2が開弁状態にある期間 T2とが重なるォ 一バーラップ期間 T12における排気ポート le内の平均圧力 P12が上記 EGR開弁期 間 T1内でかつ上記オーバーラップ期間 T12経過後の期間 T12' における排気ポ ート le内の平均圧力 P12' より低くなるように構成されている。
[0078] 上記平均圧力 P12を上記平均圧力 P12' より低くするために、本実施形態では以 下の構造を採用している。例えば中負荷運転領域では、上記 EGR開弁期間 T1内で かつ上記オーバーラップ期間 T12の経過後の期間 T12' 〖こ、上記 #4気筒からの 排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記 # 1気筒の排気弁開口 le' に到達 するように、上記第 1の排気系 22における排気ポート leを含む第 1,第 4枝管 2a, 2d の合計長さと、上記 EGR開弁期間 Tl、上記 #4気筒の膨張行程における排気弁開 時期 ΕΧΟが設定されている。
[0079] 即ち、上記第 1の排気系 22の排気ポート leを含む第 1,第 4枝管 2a, 2dの合計長 さ、及び上記第 2の排気系 23の排気ポート leを含む第 2,第 3枝管 2b, 2cの合計長 さは、それぞれの一方の気筒のブローダウンガスによる一次圧力波の大部分が上記 オーバーラップ期間 Tl 2経過後の期間 Tl 2' に他方の気筒の排気弁開口に到達 する長さに設定されている。
[0080] さらに具体的には、上記第 1,第 4枝管 2a, 2dの合計長さは、所定のエンジン回転 速度（例えば 2000rpm)における上記排気弁開時期 EXO (BBDC350 無効角 15° )力も上記オーバーラップ期間経過時 INC (ABDC15 ° —無効角 15° )までのクランク 角度 Θ 0 (例えば 20度）に対応した時間（例えば 1.7ミリ秒)でもって上記 #4気筒の 一次圧力波（音速 500m/s)が # 1気筒に到達する長さ（例えば 0.8 m)に設定されて いる。一方、これより低回転（例えば lOOOrpm)では弁開度の無効角が減少（例えば 1 0° になる）することに加えて、圧力波伝播クランク角が減少（例えば 10° になる）する ため、排気弁を遅角（例えば無効角減少分 5 Χ 2[ θ o=30° M云播角度減少分 10° = 20 ° )する必要がある。高回転は逆に進角する必要がある。
[0081] ここで無効角度とは、図 19に示すように、バルブの開弁時と閉弁時においてバルブ 力 Sリフトしていても隙間が小さくてほとんど流量がない角度を意味する。この例では、 排気弁の開弁時及び吸気弁の閉弁時において、 2000rpmではクランク角度 15° の 間は排気ガスや新気の流量はほぼゼロとなる。
[0082] 本実施形態エンジン 1の # 1気筒、 #4気筒では、吸気カム軸 5,排気カム軸 6の回 転に伴って、図 6に示すリフトカーブに従って吸気弁 IN,排気弁 EXが開閉駆動される
[0083] また EGR開弁動作を行なう運転領域にあっては、上述の切替機構 12に油圧室 12 eに油圧が供給され、連結ピストン 12b, 12cが図 5 (a)の位置に移動し、これにより吸 気カム軸 5の EGRカムノーズ 5a' によって排気弁 EX1, 2が開閉駆動される。詳細に は、 EGRカムノーズ 5a' のリフト部 5 がローラ 10aを介して駆動レバー 10を揺動 させると、この揺動が押圧ピン 10bを介して中間レバー 11に伝達され、該中間レバー 11と共に排気口ッカレバー 8が揺動し、これにより排気弁 EX1, 2は図 6,図 7に示す E GRリフトカーブに沿って開閉する。
[0084] なお、 EGR開弁動作を行なわな 、運転領域にあっては、上記油圧の供給が停止さ れ、連結ピン 12bが図 5 (b)の位置に移動し、中間レバー 11の揺動は排気口ッカレバ 一 8には伝達されず、従って排気弁は EGR開弁動作を行なわない。本実施形態で は、高回転領域においては、常時不作動とされる。そのため EGRカムによるバルブ 加速度を高く設定することができ、 EGRカムは開度が狭いにもかかわらず比較的高 V、リフトが設定されており、短時間で多くの EGRを導入できるようにして 、る。
[0085] 本実施形態エンジン 1では、低負荷運転域では、「吸気逆流 EGR+排気再吸入 + EGRガス過給」」 ZHCCIモード X図 10参照）で運転され、吸気弁を早く開いて吸気 ポートへ排気ガスを逆流させている。中負荷運転域では、 EGRガス過給効果の大き V、「フルブローダウン圧力波過給」 ZHCCIモード（図 8参照）で運転され、高負荷運 転域では、「ブローダウン圧力波過給効果を抑制した EGRガス過給」 ZHCCIモード (図 9参照）で運転される。
[0086] 上記中負荷運転域での「フルブローダウン圧力波過給」 ZHCCIモード（図 8)では 、各気筒の排気弁 EX1, 2は、膨張行程の終期から吸気行程の上死点を少し過ぎた 時点まで開弁され (図 8 (c)参照）、また吸気弁 IN1, 2は、排気行程の終期から吸気 行程の下死点を少し越えた時点まで開弁される。また EGR開弁動作により、例えば # 1気筒の排気弁 EX1, 2が吸気行程の下死点の少し前力 圧縮行程の初期にか けて再び開弁される（図 8 (d)参照)。この場合、 # 1気筒の排気弁が EGR開弁動作 を行なっている間に、 #4気筒の排気弁 EX1, 2が開弁された時に発生したブローダ ゥンガスの一次圧力波が # 1気筒の排気ポートに到達することとなる（図 8 (d)の矢印 a参照)。
[0087] 図 8 (a)は EGRガス流量，排気 (EX)ガス流量，新気 (IN)流量のクランク角度に応じ た変化を示す特性図、同図 (b)はシリンダ内圧力，排気ポート内圧力，吸気ポート内 圧力のクランク角度に応じた変化を示す特性図である。
[0088] 圧縮行程の開始時 tlにおいて、ブローダウンによる一次圧力波 aが排気ポートに到 達し、またこのとき EGR開弁動作が行なわれており、 EGRガス力排気ガスの流れと逆 方向（一側）に流入し、これによりシリンダ内圧力が吸気ポート内圧力より高くなつてい ることが半 Uる。
[0089] このように本実施形態では、中負荷運転領域においては、 EGR開弁期間 T1内で かつオーバーラップ期間 T12経過後の期間 T12' にブローダウンの一次圧力波の 大部分が排気弁開口 1 に到達するように構成している。そのため、オーバーラッ プ期間においては、一次圧力波はほとんど排気弁開口に到達せず排気ポート内圧 力は低い。従って EGRガスがシリンダ内に吸入された新気を押し戻すことはほとんど ない。一方、オーバーラップ期間経過後において一次圧力波の大部分が到達する ので、排気ポート内圧力は高くなり、し力もこの期間においては EGR弁開度は十分 に大きくなつており、従って多量の EGRガスがシリンダ内に押し込まれる。勿論この 時点では、吸気弁は閉じているので、新気が押し戻されることはない。さらに、この時 期にはピストンは下死点付近あるいは圧縮行程にあるので、シリンダ容積は、一定あ るいは減少方向にある。その結果、 EGRガスを押し込むことで効果的にシリンダ圧力 を増加できる。なお、 EGR開弁期間中に排気ポート圧力が低下するとシリンダカも排 気ポートにガスが逃げてしまうので、圧力波の最大値は EGR開弁の閉弁直前の時期 に来るようにするのが望ま 、。
[0090] また上記高負荷運転域での「ブローダウン圧力波過給効果を抑制した EGRガス過 給」 ZHCCIモード（図 9)では、排気カム軸 6の位相は、上記排気カム位相可変機構 16により、排気弁 EX1, 2が膨張行程の下死点の少し前にて、例えば上記 EGR開弁 動作における開時と略一致する時点で開くように遅角される。
[0091] すると上記 #4気筒からの排気ブローダウンによる一次圧力波の大部分は、上記 E GR開弁期間 T1が経過する付近 (図 9の矢印 b参照）、つまり EGR弁開度が小さくな つた時点で # 1気筒の排気弁開口 leに到達する。そのためブローダウン圧力波過給 効果が抑制され圧縮温度が低下するので、燃料供給量を増加しても着火時期が過 進角することがなぐ出力を増加することができる。
[0092] また圧力波が到達する直前の排気ポート圧力は比較的低いので、吸気ポートに正 圧波が来る運転条件下では、吸気弁の開弁状態と排気弁の EGR開弁状態とがォー バーラップするオーバーラップ期間に新気がシリンダボアを経由して排気ポートに供 給され（図 9のポイント c部分参照）、上記圧力波の到達時に再吸入される。これにより 新気吸入量をさらに増カロさせることができる。
[0093] 図 9 (a)は EGRガス流量，排気ガス流量，新気流量の特性図、同図（b)はシリンダ 内圧力，排気ポート内圧力，吸気ポート内圧力の特性図である。なお、 EGRガス流 量において、正側 (ポイント cの部分)はシリンダボア内から 気ポート側に流出してい ることを示し、負側 (ポイント C' 部分)は排気ポートからシリンダボア内に流入している ことを示している。
[0094] 上述のように排気カム軸 6の位相が遅角されているので、排気弁開時のブローダウ ンの一次圧力波 bが EGR開弁動作対して遅れて到達し、その上すでに圧縮行程に 入ってシリンダ容積の縮小が始まって!/、るので、 EGRガス導入量が少なくなつて!/、る ことが半 Uる。
[0095] 一方、排気カムの位相を遅角することで排気弁の閉時期も遅角して、吸気弁と排気 弁のオーバーラップが広がることになる力 4-2-1排気系の効果によって排気上死点 付近の排気ポート内圧力は低く保たれている（図 9参照）ので、オーバーラップにお ける掃気効果の向上による新気の増加作用も期待できる。
[0096] また上記低負荷運転域での「吸気逆流 EGR+排気再吸入 + EGRガス過給」 /HC CIモード（図 10)においては、吸気カム軸 5,排気カム軸 6の位相は、上記吸気カム 位相可変機構 15,排気カム可変機構 16により、上記中負荷運転領域での位相に比 ベて（例えば 30〜40度程度)進角される。なおこの場合、上記 EGRカムノーズ 5a' も 吸気カム軸 5と共に進角することは言うまでもない。
[0097] 図 10 (a)は、 EGRガス流量，排気ガス流量，新気流量の特性図、同図（b)はシリン ダ内圧力，排気ポート内圧力，吸気ポート内圧力の特性図である。
[0098] 低負荷運転領域では、上述のように吸気カム軸 5及び排気カム軸 6が両方とも進角 されているので、排気行程の後期において排気ガスの吸気ポートへの逆流が発生し (図 10 (a)の符号 C、同図（c)の矢印 C参照）、 EGRガス量が増加する。なお、さらに 低負荷の運転領域では吸気絞り弁が絞られる。これにより吸気ポートが負圧となって 新気量が減少するとともに、排気行程後期においてより多量の排気ガスの吸気ポート への逆流が生じ、さらに EGRガス量が増加する。
[0099] 低負荷運転領域では、一次圧力波の振幅が小さくなるものの、 EGR開弁動作ゃ排 気弁等の位相関係は上記中負荷運転領域の場合と同様に保持されているので、 E GRガスの過給効果は弱 、ながら得られ（図 10 (b)の符号 d、同図（dの矢印 d参照）、 圧縮圧力が高まることで燃焼安定性の確保に寄与している。なお、この場合も EGR 開弁期間中に排気ポート圧力が低下するとシリンダ力 排気ポートにガスが逃げてし まうので、圧力波の最大値力 ¾GR開弁の閉弁直前の時期に来るようにするのが望ま しい。
[0100] 本実施形態エンジンでは、高負荷と極低負荷は火花点火燃焼に切り替える必要が ある。火花点火燃焼への切り替えは、 EGR開弁の切替機構 12の油圧を例えば # 1 気筒の EGR開弁の閉時期に同期してオフとすることで行なう。このようにすると、各気 筒の排気弁リフトがゼロになった時に連結ピストンがはずれて、次のサイクルからいつ せいに EGR開弁が停止する。それによつて EGRガス量が減少するのでサイクルに 同期して火花点火燃焼が可能になる。ただし、吸気弁閉時期やスロットル弁の制御 が遅れるため数サイクルは空燃比がリーンとなるので、ガソリンの圧縮行程噴射によ る火花点火成層リーン燃焼で安定性を確保することができる。逆に HCCI燃焼に切り 替える場合は、切り替え直前に火花点火成層リーン燃焼を行うことで安定した切り替 えが可會 になる。
[0101] 図 11は、本発明の第 2実施形態を説明するための図であり、図中、図 1と同一符号 は同一又は相当部分を示す。
[0102] 上記第 1実施形態では、第 2気筒からのブローダウンによる一次圧力波により EGR ガスを過給するようにしたが、本第 2実施形態では、排気系の排気圧 (背圧）が吸気 圧より高くなる点を利用して EGRガスの過給を行なう。
[0103] 図 11にお!/、て、本実施形態エンジン 1は、インタークーラターボ過給 4弁 DOHCの ターボ過給ディーゼルエンジンをベースにした HCCIエンジンである。 HCCI運転領 域を広げるために、圧縮比は従来のディーゼルエンジンより低い例えば 14. 5に設定 されている。また、後述する第 3実施形態及び第 4実施形態は、共にベースは同じィ ンタークーラターボ過給 4弁 DOHCV8エンジン、 14エンジンである。
[0104] 上記エンジン 1では、 # 1〜# 3気筒と #4〜# 6気筒とが左右バンクをなすように配 置され、該各気筒の吸気ポート Idには、左右バンク内に配置されたサージタンク 25 が吸気マ-ホールド 25a, 25bを介して接続されている。また上記左，右バンクの各 気筒には左，右排気マ-ホールド 26a, 26bを介して可変ノズル型タービンを備えた 左，右ターボチャージャ 27a, 27bが接続されている。該各ターボチャージャに接続さ れた排気ガス出口管 28a, 28bは途中で合流管 28cに合流している。なお、上記ター ボチャージャ 27a, 27bで加圧された空気はインタークーラ（図示せず），上記サージ タンク 25を経て各気筒に供給される。
[0105] ここで本実施形態エンジン 1のような V型エンジンでは、 360度位相の異なる気筒は 反対側のバンクに位置しているため、左右バンクで排気系を別にした該エンジン 1で は、吸気下死点付近に他気筒のブローダウンの大きな一次圧力波が到達することは なぐ排気絞りがない場合は EGR開弁期間の排気ポート圧力は低い状態に保たれ ている。
[0106] ここで本実施形態におけるターボチャージャ 27a, 27bは、加速開始時のような過 渡運転時には、タービン回転が低いために自動的に排気圧が吸気圧より高くなる。こ の加速中に、上記可変ノズルを閉方向に制御すれば、上記排気圧がより一層高くな る。タービン回転が上昇して定常状態に近づけば、吸気圧力が上昇するとともに可 変ノズルを開方向に制御するので EGR導入量が減少して出力を増加しやすくなる。 また始動時ゃ暖機運転時には、上記可変ノズルは略全閉まで絞られ、排気絞り弁の 代用とされる。
[0107] 本実施形態エンジン 1の排気カム軸には、排気弁を吸気行程下死点付近で開く E GRカムが形成されている。この EGRカムは、吸気弁の開期間と排気弁の EGR開弁 期間とのオーバーラップを小さくするよう構成されている。例えば、図 7に示すように、 EGRカムのリフトカーブと吸気弁のリフトカーブとのオーバーラップの中央部分、また はリフトカーブ同士が交差する点 Lにおける EGRカムのリフト量 L1が該 EGRカムの 最大リフト量 L2の約 40%となるように構成されて 、る。
[0108] 本第 2実施形態では、 EGR開弁動作において、上記オーバーラップ期間の中央又 はリフトカーブが交差する点におけるリフト量が最大リフト量の約 40%となるように構成 されているので、オーバーラップ期間が狭くなつており、従ってオーバーラップ期間の 経過後の期間が広くなつている。その結果、新気の押し戻し量が少なくなり、 EGRガ スの押し込み量が多くなる。
[0109] また新気の押し戻し量を少なくする他の方法として、以下の構成も採用可能である
[0110] 上記第 1気筒の吸気弁を、下死点後に閉弁し、上記第 1気筒の排気弁を、上記 EG R開弁動作において、上記第 1気筒の吸気弁の閉前に開弁して該吸気弁の閉後に 最大リフトとなるように構成する。
[0111] 吸気弁の閉後に EGR開弁における最大リフトとなるので、オーバーラップ期間の重 なり開弁時間面積が狭くなり、オーバーラップ期間経過後の開弁時間面積が広くな つている。従ってそれだけ新気の押し戻し量が少なくなり、 EGRガスの押し込み量が 多くなる。すなわち、吸気下死点後に吸気弁を閉じてその後 EGR開弁の最大リフトが 来るようにしたので、吸気行程をいっぱいに使って新気を吸入できるとともに、吸入し た新気を吸気ポートに押し戻すことなく効果的に EGRガスを導入できる。
[0112] 一方、排気を絞らない場合やターボ回転数が定常状態になって吸気圧力が高まつ た状態では、 EGR開弁の最大リフトが圧縮行程にあってシリンダ容積が縮小している 時期のために、 EGRガスが入りにくく EGRガス量が過大になるのを防止できる。また 、 EGRガス量を確実に増加させないためには、 EGR開弁オンオフ機構を設けてもよ い。
[0113] 図 12は本発明の第 3実施形態を説明するための全体構成図であり、図中、図 11と 同一符号は同一又は相当部分を示す。
[0114] 本第 3実施形態は、上記第 2実施形態では左右のバンク毎にターボチャージャが 備えられていたのに対し、左右バンクに共通の 1つのターボチャージャ 27bを備えた 例である。
[0115] 本第 3実施形態エンジン 1では、 # 1〜#4気筒と # 5〜# 8気筒とが左右バンクを なすように配置され、該各気筒の吸気ポート Idには、左右バンク内に配置されたサ ージタンク 25が吸気マ-ホールド 25a, 25bを介して接続されている。また上記左， 右バンクの各気筒には左，右排気マ-ホールド 26a, 26bに接続された左，右の排 気管の合流部に可変ノズル型タービンを備えたターボチャージャ 27bが接続されて いる。
[0116] ここで本実施形態エンジン 1のような V型エンジンでは、 360度位相の異なる気筒は 反対側のバンクに位置しているため、それらをつなぐ排気管長は長くなり、排気弁の 開時期を通常より少し遅角する程度で、ブローダウンの一次圧力波の到達が吸気行 程下死点後となる。また、回転数による一次圧力の到達時期の変化がより大きくなる ため、回転数毎の排気開時期の調整量が大きくなる。
[0117] また 360度位相の異なる気筒同士の組み合わせによっては、それらつなぐ排気管 長に大きな差が生じるため、排気管長の短い気筒群では遅角量をわずかに大きく設 定するのが望ましい。なお、排気弁開時期の他性能への影響は小さいので、排気弁 開時期の気筒間アンバランスは問題にならない。
[0118] 図 13〜図 16は、本発明の第 4実施形態を説明するための図であり、図中図 1〜図 5と同一符号は同一又は相当部分を示す。
[0119] 本第 4実施形態のエンジン 1では、第 1の排気系 22の合流管 2eと第 2の排気系 23 の合流管 2gが 1つの共通の可変ノズルタービンを備えたターボチャージャ 27bに接 続されている。該ターボチャージャ 27bの空気吐出口とサージタンク 3eとの間にはィ ンタークーラ 3hが介設されて 、る。また排気枝管 2aには圧力センサ 2Rが配設されて いる。
[0120] また排気枝管 2dとサージタンク 3eとは EGR通路 2mで接続されており、該 EGR通 路 2mには EGRクーラ 2n, EGRバルブ 2pが介設されている。 EGRバルブ 2pを開くと 、排気ガス力 ¾GRクーラ 2nで冷却されつつサージタンク 3e内に導入され、ここから 各気筒の吸気側に吸 、込まれる。
[0121] ここで、 EGRガス過給では新気を減少させることなく導入可能の EGR量には限界 があるため、より多くの EGR率が必要とされる低負荷運転時は他の方法を併用して E GR量を増加する必要がある。第 1実施形態のように新気を減少した上で高温の内部 EGRを大量に導入する方法を、軽油を燃料とする高圧縮比の本第 4実施形態ェン ジンにそのまま採用すると圧縮温度が高くなりすぎる。そこで EGRクーラ 2nを設けて 外部からの冷却 EGRを導入するようにして ヽる。
[0122] また本第 4実施形態エンジン 1の動弁系では、 EGR開弁動作を行なうための駆動 レバー 10は、吸気口ッカ軸 7aに軸支され、吸気カム軸 5に形成された EGRカムノー ズ 5a' によりローラ 10aを介して上下揺動されようになつている。そしてこの駆動レバ 一 10は、二股状の押圧片 10c, 10cを有し、該押圧片 10c, 10cに軸方向位置調整 可能に螺揷された押圧ピン 10d, 10dにより排気口ッカレバー 8, 8の前端部 8d, 8dを 押圧するようになつている。 [0123] また排気カム軸 6には排気カム位相可変機構 16が設けられている。ここで本第 4実 施形態エンジンでは、上記第 1,第 2の排気系 22, 23の排気管長を、一方の気筒か らのブローダウンガスの一次圧力波が他方の気筒の排気ポートに所定タイミングで到 着する長さに設定する必要があるが、特に第 2排気系 23については必要な長さを確 保するのは困難な場合がある。そこで EGRガス過給を行う運転領域では、上記排気 カム位相可変機構 16により排気カム軸 6の位相を通常より大きく遅角させることが望 ましい。なお、吸気カム軸 5のカム位相可変機構を設けても良い。
[0124] 図 17は、加速過渡時 (例えばエンジン回転速度が 1500rpm)において、排気弁の 開時期を遅角させた場合の EGR開弁時期と排気ポート内圧力の関係を示す図であ る。
[0125] 排気弁開時期が通常通り（例えば 50° BBDC)である場合は、吸気弁と EGR開弁 のオーバーラップ期間に新気が吸気弁カゝら逆流して体積効率が減少する。本実施 形態では、排気弁の開時期を、 20° BBDCまで遅くしたので、同図（b)に示すように 、一次の排気圧力波 eが吸気下死点付近での EGR開弁の後半に到達している。カロ 速過渡時であるため、平均的な排気圧力は吸気圧力より高いが、吸気弁と EGR開弁 のオーバーラップ期間では一次圧力波がまだ到達していないため排気圧力は低ぐ 吸気弁からの逆流は発生しない。吸気弁が閉じた後に排気圧力が高まって EGRガ ス過給が実現している。また EGRガス過給をしているにもかかわらず、新気の吸入量 は EGR開弁がな 、場合とほとんど差がな!、。
[0126] その結果、作動ガスの熱容量増加によって燃焼温度が低下して NOxの生成が抑 制され、同時に酸素質量の増加によって煤の発生が防止される。 EGRガス中の既燃 ガスによって酸素濃度が低減され、従来のディーゼルエンジンと同様、局所的燃焼 温度が低下して NOx低減効果が得られるのは!ヽうまでものな!/、。
[0127] なお、排気弁の開時期を遅くしたので、排気行程の初期のシリンダ内圧力が高ぐ ポンプ損失が増カロしているが、燃費の悪ィ匕は非常に小さく問題にはならない。
[0128] 図 18はエンジン回転速度が高い場合 (例えば 4000rpm)の EGR開弁時期と排気 ポート内圧力との関係を示す。エンジン回転速度が高くなると一次排気圧力波の到 達が遅くなるので、排気弁の開時期を進角し、又は EGR開弁時期と吸気弁閉時期を 遅角し、排気圧力波と EGR開弁時期との関係を維持する必要がある。
[0129] この例では、上述の低回転（1500rpm)時と比べて、排気弁開時期を 5° 進角して 排気ポンプ損失を低減し、 EGR開弁時期と吸気弁閉時期を 15° 遅角することで吸 気下死点付近での吸気流量が増カロして体積効率を増加することができる。
[0130] 高回転定常状態であるため、平均の排気圧力が少し吸気圧力より高いが、一次圧 力波の到達直前の吸気下死点での排気圧力は吸気圧力より低ぐ吸気の逆流は見 られない。吸気弁閉後に排気圧力波が到達して EGRガスを押し込んでいるが、高回 転で EGR開弁の時間面積が小さ 、ため EGRガス過給効果は大きくな 、。また排気 弁開時期が早すぎるために排気のポンプ損失が増大しているが、高回転高出力時 には燃費性能はそれほど重要でないので許容範囲にあると考えられる。
[0131] EGR開弁の切替え機構を用いれば、排気と吸気カムの位相を EGR開弁に関係な く決定できるので、より高出力が可能になることは勿論である。
[0132] また本実施形態の排気ポート leは、図 16に示すように、 EGRガスのシリンダ内流 入時に気筒軸回りに流れるスワール流 Eを生成するタンジェンシャルポートとなって V、る。排気ガスの流出時の抵抗損失低減と EGRガス逆流時での弱スワールの両立 を考えると、ヘリカルポートよりもタンジェンシャルポートが望ましい。また EGRガスに よるスワール流 Eの旋回方向は吸気弁からの新気流によって生成されるスワール流 F の旋回方向と同じとなっている。
[0133] さらにまた本実施形態エンジン 1では、始動と暖機運転時にはタービンノズルを絞 ることで排気圧力を高めて EGRガス過給を行って燃焼に必要な圧縮温度と圧力を確 保するので、 HCCI運転に有利な低圧縮比化を可能にしている。上記タービンノズル の絞り量は、エンジン水温に応じた目標値になるように上記圧力センサ 2rの信号に 基づいて排気管圧力をフィードバック制御することにより制御される。
[0134] 本第 4実施形態では、排気の一次圧力波と排気絞りを併用したので、新気の吸入 量の減少を最小にしつつ大量の EGRガスの導入が可能となる。
[0135] なお、本実施形態では複雑な動弁機構とその可変機構を設定したが、多少の性能 低下を許容すれば、通常の動弁機構の排気カムに EGR開弁カムを追加するだけの 簡単な機構でも本発明の目的を達成することができる。 [0136] 図 21, 22は本発明の第 5実施形態を説明するための図であり、これは HCCI運転 を行うように構成されたロータリエンジンにおけるブローダウン過給の例である。
[0137] 図において、 20は 2ロータ · 6ポートタイプのロータリエンジンである。該ロータリエン ジン 20は、ロータハウジング 21, 21/ 内にまゆ形のロータ室 21a, 21a' が形成され 、該各ロータ室 21a, 21a' 内にはおむすび形のロータ 22, 22' が図 21で時計回り に回転自在に配置されている。該各ロータ 22, 22' のロータ歯車 22aに固定歯車 2 3が嚙合しており、ロータ 22, 22' がロータ室 21a, 21a' の内周面 21b, 21b上を 摺動するように回転するに伴って、エキセントリックシャフト（図示せず）が回転し、出 力が取り出される。
[0138] 上記ロータ 22, 22' の外周面 22bと、上記ロータ室 21a, 21a' の内周面 21bと両 側壁 21f, 21fで囲まれた 3つの空間がそれぞれ燃焼室 al , a2, a3となっている。
[0139] また上記ロータハウジング 21, 21' の上記側壁 21f, 21fには、第 1,第 2,第 3吸 気ポート 21c, 21d , 21e及び第 1,第 2排気ポート 21g, 21hが形成されている。上 記第 1,第 2,第 3吸気ポート 21c, 21d , 21eには第 1,第 2,第 3吸気通路 21c' , 2 Id' , 21Θ' がそれぞれ
接続されている。該第 2,第 3吸気通路 21cT , 21Θ' にはシャツタバルブ 28a, 28b が介設されている。また上記排気ポート 21g, 21hには排気通路 21 ， 21 が接 続されており、これらの排気通路 21 ， 21 は排気合流通路 29に合流している。
[0140] ここで上記各ロータ室 21a, 21a' に配置された各ロータ 22, 22' は、 1Z2サイク ルの位相差（回転角度で 540° )を有する。そして上記ロータ室 21a, 21a' には、 燃焼室の圧縮行程開始位置付近に位置するように EGRポート 24a, 24a' が形成さ れている。この EGRポート 24a, 24a' は排気導入分岐通路 24b, 241/ 及び排気 導入合流通路 24cを介して上記排気通路 21 , 21g' の合流部に接続されている 。そして上記排気導入分岐通路 24b, 24b' には、電磁弁カゝらなる EGR制御弁 26, 26' が介設されている。
[0141] 本実施形態ロータリエンジンでは、低速回転域では、上記第 2,第 3吸気通路 21d ' , 21Θ' は第 1,第 2シャツタバルブ 28a, 28bで閉塞され、吸気は第 1吸気ポート 2 lcのみから吸入される。中速回転域では、第 2吸気通路の第 1シャツタノ レブ 28aが 開となり、さらにまた高回転域では、第 2シャツタバルブ 28bも開となる。
[0142] 本実施形態では、一方のロータ室 21a内のロータ 22が実線で示す圧縮初期状態（ 吸気ポート 21cを略閉じた状態）にあるとき、他方のロータ室 21 内のロータ 22^ は破線で示す膨張行程終期状態 (排気ポート 21gを少し開いた状態）にあり、該他方 のロータ 22^ 力排気ポート 21gを開いたことにより高圧の排気ポート圧力波が発生し 、一方の EGR制御弁 26が開くことにより、排気ポート圧力波が排気導入分岐通路 24 bを通って排気ガスを圧縮行程初期の燃焼室に押し込むことができ、新気を減少する ことなく内部 EGR量を増加できる。
[0143] 本実施形態では、任意の時期に開閉可能の EGR制御弁 26, 2 を排気導入通 路 24b, 24b' に介在させたので、排気圧力波を所望のタイミングでもって燃焼室内 に供給でき、内部 EGR量と過給圧力を調整することにより、 HCCI運転における着火 時期を制御できる。

Claims

請求の範囲
[1] 第 1気筒の排気弁を該第 1気筒の吸気行程力 圧縮行程の下死点付近において 再度開く EGR開弁によって、第 2気筒側力 の高圧の排気ガスを第 1気筒のシリンダ 内に逆流させ、該第 1気筒の圧縮行程開始時のシリンダ内圧力を吸気ポート内圧力 より高くするように構成された 4サイクルエンジンであって、
上記第 1気筒の排気弁が EGR開弁状態にある期間と該第 1気筒の吸気弁が開弁 状態にある期間とが重なるオーバーラップ期間における排気ポート内の平均圧力を EGR開弁期間内でかつ上記オーバーラップ期間経過後における排気ポート内の平 均圧力より低くするか、又は上記オーバーラップ期間における重なり開弁時間面積を 上記 EGR開弁期間における開弁時間面積の 1Z4以下としたこと特徴とする 4サイク ノレエンジン。
[2] 請求項 1において、
上記第 1,第 2気筒は、位相が 1Z2サイクル異なるよう構成され、かつ共通の排気 系に接続されており、
少なくとも中負荷運転領域では、上記第 1気筒の排気弁の EGR開弁期間内でかつ 上記オーバーラップ期間の経過後に、上記第 2気筒からの排気ブローダウンの一次 圧力波の大部分が上記第 1気筒の排気弁開口に到達するように、上記第 1気筒にお ける排気弁の EGR開弁時期と期間、第 2気筒の膨張行程における排気弁開時期、 及び第 1,第 2気筒間の排気通路長さが設定されていることを特徴とする 4サイクルエ ンジン。
[3] 請求項 1又は 2において、
上記第 1,第 2気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が備えられており、該 排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガスをシリンダ内に逆 流させるよう構成され、
上記第 1気筒の排気弁は、上記 EGR開弁動作において、上記オーバーラップ期間 の中央 (リフトカーブが交差する点）におけるリフト量が最大リフト量の 1Z2以下となる ように設定されて ヽることを特徴とする 4サイクルエンジン。
[4] 請求項 1又は 2において、 上記第 1,第 2気筒に接続された排気系には、排気絞り機構が備えられており、該 排気絞り機構で排気系の背圧を高めることにより、高圧の排気ガスをシリンダ内に逆 流させるよう構成され、
上記第 1気筒の吸気弁は、下死点後に閉弁し、
上記第 1気筒の排気弁は、上記 EGR開弁動作において、上記第 1気筒の吸気弁 の閉前に開弁して該吸気弁の閉後に最大リフトとなることを特徴とする 4サイクルェン ジン。
[5] 請求項 3又は 4において、
上記排気絞り機構は、ウェストゲート付き又は可変ノズル式ターボチャージャであり 、該ターボチャージャは、加速過渡運転領域では、吸気圧の上昇が排気圧の上昇に 比べて遅れるターボラグ特性を有し、上記ウエストゲート又はノズルを排気抵抗が大 きくなる方向に制御されることを特徴とする 4サイクルエンジン。
[6] 請求項 2ないし 4の何れかにおいて、
上記第 1気筒における排気弁の EGR開弁時期と期間，吸気弁の閉時期及び第 2 気筒の排気弁の膨張行程における開時期の少なくとも 1つを変化させることにより、 該第 1気筒に流入する新気量、 EGRガス量及び該第 1気筒の圧縮開始時のシリンダ 内圧力が制御されることを特徴とする 4サイクルエンジン。
[7] 請求項 6において、
排気カム軸及び吸気カム軸と、
該吸気カム軸に形成され、上記第 1気筒の排気弁を吸気行程下死点付近で再度 開弁する EGRカムと、
該 EGRカムの動作を上記排気弁に伝達する排気弁駆動機構と、
上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相を変化させるカム位相可 変機構とを備え、
上記吸気カム軸，排気カム軸の位相を変化させることにより、上記第 1気筒の排気 弁の EGR開弁時期、吸気弁の閉時期、及び第 2気筒の排気弁の膨張行程における 開時期を変化させ、もって第 1気筒の新気量、 EGRガス量及び圧縮行程開始時のシ リンダ内圧力を制御することを特徴とする 4サイクルエンジン。
[8] 請求項 7において、
高負荷運転領域では、上記第 2気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が 、上記第 1気筒の EGR開弁期間が略経過後に該第 1気筒の排気弁開口に到達する ように上記吸気カム軸及び排気カム軸の一方又は両方の位相が制御されることを特 徴とする 4サイクルエンジン。
[9] 請求項 7において、
低負荷運転領域では、上記第 1気筒の吸気弁が下死点前に閉じるとともに、上記 第 2気筒の排気ブローダウンの一次圧力波の大部分が上記第 1気筒の EGR開弁期 間中に該第 1気筒の排気弁開口に到達するように、上記吸気カム軸及び排気カム軸 の一方又は両方の位相が制御されることを特徴とする 4サイクルエンジン。
[10] 請求項 7において、
上記排気弁駆動機構は、 EGRカム力 排気弁への駆動力の伝達をオンオフ可能 に構成されて 、ることを特徴とする 4サイクルエンジン。
[11] 請求項 1〜4の何れかにおいて、
排気弁開口のカム軸方向左右縁部に、 EGRガスの流入を抑制するガイド部が形成 され、 EGRガスはシリンダ内流入時にカム軸方向中央に集まるよう上記ガイド部によ り方向付けされることを特徴とする 4サイクルエンジン。
[12] 請求項 1〜4及び 11の何れかにおいて、
EGRガスのシリンダ内流入時にタンブル流が生成され、該タンブル流の旋回方向 が吸気弁力 の新気流によって生成されるタンブル流の旋回方向と同じであることを 特徴とする 4サイクルエンジン。
[13] 請求項 1〜4の何れかにおいて、
上記排気ポートは、 EGRガスのシリンダ内流入時に気筒軸回りに流れるスワール流 を生成するタンジェンシャルポートとなっており、かつ該 EGRガスによるスワール流の 旋回方向が、吸気弁からの新気流によって生成されるスワール流の旋回方向と同じ であることを特徴とする 4サイクルエンジン。
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