WO2011055629A1 - エンジンの吸気装置 - Google Patents

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WO2011055629A1
WO2011055629A1 PCT/JP2010/068319 JP2010068319W WO2011055629A1 WO 2011055629 A1 WO2011055629 A1 WO 2011055629A1 JP 2010068319 W JP2010068319 W JP 2010068319W WO 2011055629 A1 WO2011055629 A1 WO 2011055629A1
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intake
valve
passage
intake valve
engine
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PCT/JP2010/068319
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奥村猛
立野学
久湊直人
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トヨタ自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an intake device for an engine using a high expansion ratio cycle.
  • Patent Document 1 an engine with a high expansion ratio cycle makes the expansion ratio in the combustion cycle larger than the compression ratio by delaying the closing timing of the intake valve. This reduces pump loss (pumping loss) to improve thermal efficiency and avoids knocking.
  • the air-fuel mixture sucked into the cylinder is sheared due to a change in the intake flow velocity, and is compressed while generating turbulence. Due to this disturbance, the air-fuel mixture is uniformly diffused into the cylinder, and stable combustion is obtained.
  • the intake valve is in an open state until the middle of the compression process. For this reason, the air-fuel mixture blows into the intake passage, and the disturbance of the air-fuel mixture in the cylinder is rapidly attenuated.
  • the intake valve is closed after the middle of the compression process, the turbulence of the air-fuel mixture in the cylinder has almost disappeared, causing a problem that combustion becomes unstable.
  • an object of the present invention is to reduce the pumping loss of the engine, realize stable combustion, and improve fuel efficiency.
  • An engine intake device of the present invention that solves such a problem is arranged side by side with a first intake passage for supplying fresh air into a cylinder, and the second intake air for supplying fresh air into the cylinder.
  • a first intake valve that opens and closes the first intake passage at the opening of the first intake passage
  • a second intake valve that opens and closes the second intake passage at the opening of the second intake passage.
  • the opening timing of the first intake valve is advanced from the top dead center, and the valve lift amount of the first intake valve is different from the valve lift amount of the second intake valve in the intake stroke.
  • the valve lift amount of the first intake valve is longer than the valve lift amount of the second intake valve.
  • the engine intake device may be configured such that the valve lift amount of the first intake valve is larger than the valve lift amount of the second intake valve in the first half of the intake stroke.
  • the engine intake device may be configured such that the first intake valve opens before the second intake valve. As a result, while the first intake valve is open and the second intake valve is closed, fresh air passes through the first intake passage and a swirling flow can be formed.
  • the engine intake device may be configured such that the first intake valve is closed before the second intake valve. As a result, while the first intake valve is closed and the second intake valve is open, blow-through occurs in the second intake passage, so that the swirl flow can be maintained.
  • the above-described engine intake device may include an introducing means for guiding a swirling flow in the cylinder into the second passage. With such a configuration, it is possible to improve the flow velocity of the airflow blown into the second passage. Thereby, the flow velocity of the swirling flow in the cylinder can be improved and the attenuation of the swirling flow can be suppressed.
  • the introduction means may be a guide formed so that a swirling flow blows from the cylinder wall side to the second passage.
  • the engine intake device includes a control valve that opens and closes the second intake passage on the second intake passage.
  • the control valve has the first intake valve opened and the second intake valve opened.
  • the valve can be closed during the open period, the first intake valve can be closed, and the second intake valve can be opened during the open period.
  • the engine intake device further includes a second passage injection valve that injects fuel into the second intake passage, and the second passage injection valve injects fuel when the second intake valve is opened. It can be. With such a configuration, the fuel is injected in a direction that opposes the air blown into the second passage from the inside of the cylinder, so that atomization of the spray is promoted. Thereby, combustion efficiency can be improved.
  • the engine intake device further includes a first passage injection valve that injects fuel into the first intake passage, and a second passage injection valve that injects fuel into the second intake passage.
  • the passage injection valve finishes fuel injection before the first intake valve is opened, and the second passage injection valve injects fuel when the second intake valve is opened.
  • the engine control device of the present invention can reduce pumping loss, suppress the attenuation of the swirling flow generated in the cylinder, promote the mixing of air and fuel, and form a stable combustion state.
  • FIG. 6 is a cam characteristic diagram of a first intake cam, a second intake cam, and an exhaust cam. It is explanatory drawing which showed the flow of the air which generate
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing a schematic configuration of a cylinder, a first intake passage, a second intake passage, and an exhaust passage in an intake device of Embodiment 3. It is explanatory drawing which showed the injection timing of the 1st injector and the 2nd injector.
  • FIG. 1 is an explanatory view showing an intake device 10 of the present embodiment.
  • FIG. 1A shows a front view of the intake device 10
  • FIG. 1B shows a plan view of the intake device 10.
  • the intake device 10 is a device that supplies fresh air to the cylinders 2 provided in the engine 1, and is provided for each cylinder.
  • the engine 1 in this embodiment is a 4-valve 4-cylinder DOHC engine.
  • a description will be given focusing on one of the cylinders 2.
  • the cylinder 2 is formed in a cylinder head 3 and a cylinder block 4, and a piston 5 is accommodated in the cylinder 2 so as to be able to reciprocate.
  • the intake device 10 includes two intake passages for supplying fresh air into the cylinder 2, a first intake passage 11, and a second intake passage 12.
  • the first intake passage 11 and the second intake passage 12 are formed in the cylinder head 3.
  • the first intake passage 11 and the second intake passage 12 branch from an intake manifold (not shown) and are connected to the cylinder 2 in parallel.
  • a first intake valve 13 that opens and closes the first intake passage 11 is disposed at the opening of the first intake passage 11.
  • a second intake valve 14 that opens and closes the second intake passage 12 is disposed at the opening of the second intake passage 12.
  • the intake device 10 includes a first injector 26 for fuel injection in the first intake passage 11.
  • the intake device 10 includes a guide 27 in the second intake passage 12. The guide 27 guides the swirling flow generated in the cylinder 2 into the second intake passage 12.
  • the engine 1 is provided with an exhaust passage 6, which is branched into two passages and connected to the cylinders 2 respectively.
  • Exhaust valves 7 for opening and closing the exhaust passage 6 are respectively disposed at the openings of the branched exhaust passage 6.
  • the intake device 1 includes a first camshaft 15 and a second camshaft 16.
  • a variable valve mechanism 17 is assembled to one end of the first camshaft 15. Gear teeth are formed on the outer periphery of the variable valve mechanism 17.
  • a driven sprocket 18 is assembled to one end of the second camshaft 16.
  • the outer periphery of the variable valve mechanism 17 and the driven sprocket 18 are connected to a drive sprocket (not shown) on the crankshaft side by a timing chain 19, and the rotation of the crankshaft is transmitted to the variable valve mechanism 17 and the driven sprocket 18. .
  • the variable valve mechanism 17 includes a vane variable valve timing (VVT) controller provided with a hydraulic chamber. The VVT controller can advance and retard the first camshaft 15 by rotating the vane by adjusting the hydraulic pressure.
  • VVT vane variable valve timing
  • the second intake cam 20 is assembled to the first camshaft 15.
  • the second intake cam 20 opens the second intake passage 12 by pushing down the second intake valve 14 via the rocker arm 21.
  • a first intake cam 22 and two exhaust cams 24 are assembled to the second camshaft 16.
  • the first intake cam 22 opens the first intake passage 11 by pushing down the first intake valve 13 via the roller rocker 23.
  • the exhaust cam 24 opens the exhaust passage 6 by pushing down the exhaust valve 7 via the rocker arm 25.
  • FIG. 2 is a cam characteristic diagram of the first intake cam 22, the second intake cam 20, and the exhaust cam 24.
  • the first intake cam 22 is formed so that the valve lift starts on the advance side from the top dead center (360 °). It is more advanced than the dead point.
  • the valve lift start timing of the second intake cam 20 is controlled by the VVT controller.
  • the valve lift start timing of the second intake cam 20 can be made the same as the opening timing of the first intake valve 13 when moved to the advance side, and the top dead center when moved to the retard side. Rather than the retard side.
  • the valve lift start of the second intake cam 20 is retarded from the top dead center.
  • the second intake cam 20 is formed such that the operating angle of the second intake cam 20 is larger than the operating angle of the first intake cam 22. That is, the valve opening period of the second intake valve 14 is longer than the valve opening period of the first intake valve 13. As a result, the second intake valve 14 is closed at a later timing than the first intake valve 13.
  • the second intake valve 14 is configured to close about 90 ° later than the first intake valve 13.
  • the valve lift amount of the first intake valve 13 and the valve lift amount of the second intake valve 14 are different, and the valve lift amount of the first intake valve 13 is the valve lift of the second intake valve 14.
  • a period larger than the lift amount is provided.
  • the valve lift amount of the first intake valve 13 is larger than the valve lift amount of the second intake valve 14.
  • first intake period the first intake valve 13 and the second intake valve 14 A period during which both valves are open
  • second intake period a period during which the first intake valve 13 is closed and the second intake valve 14 is open
  • intake period a period during which the first intake valve 13 is closed and the second intake valve 14 is open
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing the flow of air generated in the cylinder 2 during the third intake period.
  • FIG. 3A shows a case where the inside of the cylinder 2 is viewed from above, and
  • FIG. 3B shows a cross section taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 3A also shows the state of the first intake passage 11 and the second intake passage 12, but the exhaust passage 6 is omitted.
  • FIG. 3B also shows the state of the second intake passage 12 and the exhaust passage 6.
  • first intake valve 13 is closed at the timing when the compression process starts, and the first intake valve 13 is closed.
  • second intake valve 14 is still open after this, fresh air is introduced to the second intake passage 12 side. Blows through.
  • the blow-through to the second intake passage 12 generates a counterclockwise swirling flow in the cylinder 2 as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).
  • the swirling flow generated during this period is short in the compression period of the air-fuel mixture after the second intake valve 14 is closed thereafter, so that the attenuation is small and the turbulence of the air-fuel mixture can be maintained until combustion.
  • the guide 27 provided in the second intake passage 12 inhibits the airflow flowing from the first intake passage 11 side to the second intake passage 12 side, and travels from the outer peripheral side inside the cylinder 2 to the second intake passage 12. Only the air flow is easily flown into the second intake passage 12 to assist the swirling flow into the second intake passage 12. Thereby, the swirling flow in the cylinder 2 is further strengthened, and the turbulence of the air-fuel mixture is maintained even after the second intake valve 14 is closed. As described above, since the turbulence of the air-fuel mixture is maintained even after the second intake valve 14 is closed, the air-fuel mixture in the cylinder 2 becomes uniform and stable combustion is formed.
  • the closing timing of the second intake valve 14 can be controlled by the VVT controller. For this reason, under conditions where the engine 1 is at a high rotation speed and a high load, the closing timing of the second intake valve 14 is set to an appropriate timing at which the swirling flow can be maintained by the VVT controller. Thereby, the engine 1 can ensure a high torque and high output state.
  • the first intake valve 13 is closed during the intake stroke, the period during which the second intake valve 14 is closed, and the first intake valve 13 is closed. And a period during which the second intake valve 14 is open.
  • a swirl flow along the inner peripheral wall in the cylinder 2 is generated during a period in which the first intake valve 13 is opened and the second intake valve 14 is closed during the intake stroke.
  • the swirling flow blows through to the intake side during the period when the first intake valve 13 is closed and the second intake valve 14 is opened in the middle of the compression process. Since the swirl flow through the intake side is only in the second passage, the airflow in the cylinder is biased, and the swirl flow attenuation is suppressed.
  • the expansion ratio becomes larger than the compression ratio, and the pumping loss is reduced.
  • the pumping loss can be reduced, the attenuation of the swirling flow generated in the cylinder 2 can be suppressed, and the mixing of air and fuel can be promoted to form a stable combustion state. Thereby, EGR resistance increases and fuel consumption is improved.
  • the intake device 30 of the present embodiment has substantially the same configuration as the intake device 10 of the first embodiment.
  • the intake device 30 of the present embodiment differs from the intake device 10 of the first embodiment in that an intake control valve 31 that opens and closes the second intake passage 12 is provided on the second intake passage 12.
  • the intake control valve 31 is closed during a period in which the first intake valve 13 is open and the second intake valve 14 is open, the first intake valve 13 is closed, and the second intake valve 14 is The valve is configured to open during the valve opening period.
  • the intake device 30 Since the other configuration of the intake device 30 is the same as that of the intake device 10 of the first embodiment, the detailed description of the same components as those of the intake device 10 is omitted, and during the description of the present embodiment, Explanation will be made using the same reference numerals.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing the timing of opening and closing of the intake control valve 31.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram in which the opening / closing timing of the intake control valve 31 is added to FIG. 2 shown in the first embodiment.
  • the intake control valve 31 closes almost simultaneously with the opening of the second intake valve 14 and opens at the timing when the first intake valve 13 closes.
  • the intake control valve 31 is opened before the first intake valve 13 is closed in consideration of the time required for the air flow to occur after the valve is opened and closed. Further, the intake control valve 31 is open during a period other than the above.
  • FIG. 5 is an explanatory view showing the flow of air generated in the cylinder 2.
  • FIG. 5A shows a state where the second intake valve 14 is opened, but the intake control valve 31 is closed
  • FIG. 5B shows the second intake valve 14 opened. The state when the intake control valve 31 is opened in the valved state is shown.
  • the intake control valve 31 In the closing period of the intake control valve 31 in FIG. 4, the intake control valve 31 is closed simultaneously with the opening of the second intake valve 14, so that no air flows in the second intake passage 12. For this reason, during this period when the intake control valve 31 is closed, the air supplied into the cylinder 2 is limited to the first intake passage 11, and a drift occurs in the cylinder 2. ), The generation of the swirling flow is promoted. Thereafter, the intake control valve 31 is opened at the timing when the first intake valve 13 is closed, and air blown from the cylinder 2 into the second intake passage 12 occurs. Thus, the attenuation of the swirl flow is suppressed, and the turbulence of the air flow in the cylinder 2 increases. For this reason, even after the second intake valve 14 is closed, the turbulence of the airflow remains, and the air-fuel mixture diffuses to realize stable combustion. In the present embodiment, the same effect can be obtained even if the guide 27 is not provided.
  • FIG. 6 is an explanatory view showing a schematic configuration of the cylinder 2, the first intake passage 11, the second intake passage 12, and the exhaust passage 6 in the intake device 40 of the present embodiment.
  • the intake device 40 of the present embodiment has substantially the same configuration as the intake device 1 of the first embodiment.
  • the intake device 40 according to the present embodiment differs from the intake device 10 according to the first embodiment in that the second intake passage 12 includes a second injector 41 for fuel injection. Since the other configuration of the intake device 40 is the same as that of the intake device 10 of the first embodiment, the detailed description of the same components as those of the intake device 10 is omitted, and during the description of the present embodiment, Explanation will be made using the same reference numerals.
  • FIG. 7 is an explanatory view showing the injection timings of the first injector 26 and the second injector 41.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram in which the injection timings of the first injector 26 and the second injector 41 are added to FIG. 2 shown in the first embodiment.
  • the first injector 26 performs the intake asynchronous injection, and finishes the fuel injection before the first intake valve 13 is opened.
  • the second injector 41 performs intake synchronous injection and injects fuel when the second intake valve 14 is opened.
  • the second injector 41 By providing the second injector 41 in this way, a part of the fuel injected by the first injector 26 when only the first injector 26 is provided can be injected by the second injector 41.
  • the fuel injected from the second injector 41 faces the airflow that blows through the second intake passage 12, so that the fuel spray is atomized. For this reason, the vaporization of fuel is promoted, the intake air temperature is lowered, the volumetric efficiency is improved, and the output is improved. In the present embodiment, the same effect can be obtained even if the guide 27 is not provided.
  • variable valve mechanism 17 may be configured such that the valve timing operating angle of the second intake valve 14 is variable. Further, a variable valve mechanism may be assembled to the second camshaft 16 so that the valve timing of the first intake valve 13 is variable. As a result, the intake air into the cylinder 2 can be controlled more flexibly, and the combustion efficiency can be improved.

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Abstract

　エンジン１の吸気装置１０は、気筒２内へ新気を供給する第１吸気通路１１と、第１吸気通路１１と並べて配置され、気筒２内に新気を供給する第２吸気通路１２と、第１吸気通路１１の開口部において第１吸気通路１１を開閉する第１吸気弁１３と、第２吸気通路１２の開口部において第２吸気通路１２を開閉する第２吸気弁１４と、第２吸気弁の開閉動作を制御する可変動弁機構１７と、を備えている。さらに、エンジン１の吸気装置１０では、吸気装置１０の第１吸気弁１３の開弁時期が上死点よりも進角しているとともに、吸気行程において、第１吸気弁１３のバルブリフト量と第２吸気弁１４のバルブリフト量とが異なり、第１吸気弁１３のバルブリフト量が第２吸気弁１４のバルブリフト量よりも大きい期間が設けられている。

Description

エンジンの吸気装置
　本発明は、高膨張比サイクルを利用するエンジンの吸気装置に関する。
　従来、エンジンの高効率化を図り、燃焼サイクル中の膨張比が圧縮比を上回るようにした、いわゆる高膨張比サイクルのエンジンが実用化されている。特許文献１によると、高膨張比サイクルのエンジンは、吸気弁の閉弁時期を遅らせることにより、燃焼サイクル中の膨張比を圧縮比よりも大きくする。これにより、ポンプ損失（ポンピングロス）を低減して熱効率の向上を図るとともに、ノッキングを回避している。
特開２００４－１８３５１０号公報
　ところで、エンジンの圧縮工程において、筒内に吸入された混合気は、吸気流速の変化によりせん断が生じ、乱れを生成しながら圧縮される。この乱れにより混合気が筒内に均一に拡散し、安定した燃焼が得られる。ところが、吸気弁の閉弁時期を遅らせる、いわゆる、吸気遅閉じによる高膨張比サイクルのエンジンでは、吸気弁が圧縮工程半ばまで開いた状態となる。このため、混合気が吸気通路へ吹き抜け、筒内の混合気の乱れが急激に減衰してしまう。特に、圧縮工程半ばを過ぎて吸気弁を閉じた時点では、筒内の混合気の乱れがほとんど消滅してしまい、燃焼が不安定になるという問題が生じていた。
　そこで、本発明は、エンジンのポンピングロスを低減するとともに、安定した燃焼を実現し、燃費向上を図ることを目的とする。
　かかる課題を解決する本発明のエンジンの吸気装置は、気筒内へ新気を供給する第１吸気通路と、前記第１吸気通路と並べて配置され、前記気筒内に新気を供給する第２吸気通路と、前記第１吸気通路の開口部において前記第１吸気通路を開閉する第１吸気弁と、前記第２吸気通路の開口部において前記第２吸気通路を開閉する第２吸気弁と、を備え、前記第１吸気弁の開弁時期が上死点よりも進角しているとともに、吸気行程において、前記第１吸気弁のバルブリフト量と前記第２吸気弁のバルブリフト量とが異なり、前記第１吸気弁のバルブリフト量が前記第２吸気弁のバルブリフト量よりも大きい期間を設けたことを特徴とする。
　このような構成とすることにより、リフト量の大きい第１吸気弁側の第１吸気通路からリフト量の小さい第２吸気弁側の第２吸気通路へと吸気の吹き抜けが生じる。この吹き抜けにより筒内の内周壁に沿った旋回流が発生する。また、この吹き抜けにより吸入された新気が抜けるため、筒内の膨張比が圧縮比より大きくなりポンピングロスを低減できる。このとき、新気が第２吸気通路を吹き抜けることにより、筒内における気流に偏りが生じて旋回流の減衰が抑制される。このように、ポンピングロスを低減するとともに、筒内に発生する旋回流の減衰を抑制し、空気と燃料との混合を促進して安定した燃焼状態を形成することができる。また、上記エンジンの吸気装置は、吸気行程前半において、前記第１吸気弁のバルブリフト量が前記第２吸気弁のバルブリフト量よりも大きい構成とすることができる。
　上記エンジンの吸気装置は、前記第１吸気弁が前記第２吸気弁より先に開弁する構成とすることができる。これにより、第１吸気弁が開弁し、第２吸気弁が閉じている間に、新気が第１吸気通路を通り、旋回流が形成できる。また、上記エンジンの吸気装置は、前記第１吸気弁が前記第２吸気弁より先に閉弁する構成とすることができる。これにより、第１吸気弁が閉弁し、第２吸気弁が開いている間に、第２吸気通路へ吹き抜けが生じるため、旋回流が維持できる。
　上記エンジンの吸気装置において、前記第２通路内へ筒内の旋回流を導く導入手段を備えることができる。このような構成により、第２通路へ吹き抜ける気流の流速を向上できる。これにより、筒内の旋回流の流速を向上し、旋回流の減衰を抑制することができる。
　また、前記導入手段は、気筒の壁側から前記第２通路へと旋回流が吹き込むように形成されたガイドとすることができる。このような構成とすることにより、第２通路へ流れ込む気体のうち、旋回流を減衰する方向の流れの発生が抑制される。これにより、筒内を流れる旋回流の減衰が抑制され、空気と燃料との混合が促進される。
　上記エンジンの吸気装置において、前記第２吸気通路上に前記第２吸気通路を開閉する制御弁を備え、当該制御弁は、前記第１吸気弁が開弁し、前記第２吸気弁が開弁している期間において閉弁し、前記第１吸気弁が閉弁し、前記第２吸気弁が開弁している期間において開弁する構成とすることができる。このような構成とすることにより、制御弁が閉じる時期に、第１吸気通路のみから筒内へ混合気が供給されるため、筒内における気流に偏りが生じて旋回流を発生することができる。また、開閉弁が開く時期に、第２吸気通路のみから吹き抜けが生じるため、さらに気流に偏りが生じて旋回流の減衰が抑制される。これにより、筒内は旋回流により、混合気の乱れが維持され、安定した燃焼が行われる。
　また、上記エンジンの吸気装置において、前記第２吸気通路内に燃料を噴射する第２通路噴射弁を備え、当該第２通路噴射弁は、前記第２吸気弁の開弁時に燃料を噴射する構成とすることができる。このような構成とすることにより、筒内から第２通路内へ吹き抜ける空気に対抗する方向へ燃料を噴射するため、噴霧の微粒化が促進される。これにより、燃焼効率を向上できる。
　さらに、上記エンジンの吸気装置において、前記第１吸気通路内に燃料を噴射する第１通路噴射弁と、前記第２吸気通路内に燃料を噴射する第２通路噴射弁とを備え、前記第１通路噴射弁は、前記第１吸気弁の開弁以前に燃料の噴射を終え、前記第２通路噴射弁は、前記第２吸気弁の開弁時に燃料を噴射する構成とすることができる。このような構成とすることにより、バルブオーバーラップ時の混合気の吹き抜けが低減される。第１吸気弁は進角して開弁されるため、排気弁とオーバーラップする時期がある。本発明のように、第１吸気弁が開弁する以前に第１吸気通路内での燃料噴射が終わるので、排気側へと吹き抜ける混合気が低減できる。これにより、燃費向上、エミッション向上が図られる。また、第２通路側において噴射される燃料の噴霧が微粒化されて、燃焼効率が向上できる。
　本発明のエンジンの制御装置は、ポンピングロスを低減するとともに、筒内に発生する旋回流の減衰を抑制し、空気と燃料との混合を促進して安定した燃焼状態を形成することができる。
実施例１の吸気装置を示した説明図であって、（ａ）は吸気装置の正面図を示し、（ｂ）は吸気装置の平面図を示している。 第１吸気カム、第２吸気カム、排気カムのカム特性図である。 第１吸気弁が閉弁し、第２吸気弁が開弁している期間において、気筒内に発生する空気の流れを示した説明図であって、（ａ）は、気筒内を上から見た場合を示し、（ｂ）は、（ａ）中のＡ－Ａ断面を示している。 吸気制御弁の開弁、閉弁の時期を示した説明図である。 実施例２において気筒内に発生する空気の流れを示した説明図であって、（ａ）は、第２吸気弁が開弁しているが、吸気制御弁が閉弁している場合の様子を示し、（ｂ）は、第２吸気弁が開弁した状態で吸気制御弁を開弁した場合の様子を示している。 実施例３の吸気装置における気筒と第１吸気通路と第２吸気通路と排気通路との概略構成を示した説明図である。 第１インジェクタ及び第２インジェクタの噴射時期を示した説明図である。
　以下、本発明を実施するための形態を図面と共に詳細に説明する。
　本発明の実施例１について図面を参照しつつ説明する。図１は本実施例の吸気装置１０を示した説明図である。図１（ａ）は吸気装置１０の正面図を示し、図１（ｂ）は吸気装置１０の平面図を示している。吸気装置１０はエンジン１が備える気筒２へ新気を供給する装置であって、気筒毎に備えられている。本実施例におけるエンジン１は４バルブ４気筒のＤＯＨＣエンジンである。ここでは、気筒２の１つに着目して説明する。
　気筒２はシリンダヘッド３、シリンダブロック４内に形成されており、気筒２の内部にはピストン５が往復運動可能に収納されている。
　吸気装置１０は、気筒２内へ新気を供給する２本の吸気通路、第１吸気通路１１と、第２吸気通路１２とを備えている。第１吸気通路１１、第２吸気通路１２は、シリンダヘッド３内に形成されている。第１吸気通路１１と第２吸気通路１２とは、吸気マニホールド（図示しない）から分岐し、並列して気筒２へ接続している。第１吸気通路１１の開口部において第１吸気通路１１を開閉する第１吸気弁１３が配置されている。また、第２吸気通路１２の開口部において第２吸気通路１２を開閉する第２吸気弁１４が配置されている。
　さらに、吸気装置１０は第１吸気通路１１に燃料噴射用の第１インジェクタ２６を備えている。また、吸気装置１０は、第２吸気通路１２にガイド２７を備えている。このガイド２７は、気筒２内に発生する旋回流を第２吸気通路１２内へ導くものである。
　また、エンジン１は排気通路６を備えており、この排気通路６は、２本の通路に分岐してそれぞれ気筒２に接続している。分岐した排気通路６の開口部において、排気通路６を開閉する排気弁７がそれぞれ配置されている。
　吸気装置１は第１カムシャフト１５と、第２カムシャフト１６とを備えている。第１カムシャフト１５の一端には可変動弁機構１７が組み付けられている。この可変動弁機構１７の外周にはギヤの歯が形成されている。また、第２カムシャフト１６の一端にはドリブンスプロケット１８が組み付けられている。可変動弁機構１７の外周及びドリブンスプロケット１８は、タイミングチェーン１９によりクランクシャフト側のドライブスプロケット（図示しない）と連結されて、可変動弁機構１７及びドリブンスプロケット１８へクランクシャフトの回転が伝達される。これにより、第１カムシャフト１５、第２カムシャフト１６とが回転する。可変動弁機構１７は油圧室が設けられたベーン式の可変バルブタイミング（ＶＶＴ）コントローラを備えている。このＶＶＴコントローラは油圧の調整によりベーンを回転させて、第１カムシャフト１５を進角、遅角することができる。
　第１カムシャフト１５には、第２吸気カム２０が組み付けられている。第２吸気カム２０は、ロッカーアーム２１を介して第２吸気弁１４を押し下げることにより第２吸気通路１２を開通させる。一方、第２カムシャフト１６には、第１吸気カム２２と２つの排気カム２４とが組み付けられている。第１吸気カム２２は、ローラーロッカー２３を介して第１吸気弁１３を押し下げることにより、第１吸気通路１１を開通させる。また、排気カム２４は、ロッカーアーム２５を介して排気弁７を押し下げることにより排気通路６を開通させる。
　ここで、第１吸気カム２２、第２吸気カム２０、排気カム２４のカム特性に関して説明する。図２は、第１吸気カム２２、第２吸気カム２０、排気カム２４のカム特性図である。図２において、０°（＝７２０°）、３６０°のとき、ピストン５が上死点に位置する。図２で示すように、第１吸気カム２２は上死点（３６０°）よりも進角側でバルブリフトが開始するように形成されているため、第１吸気弁１３の開弁時期は上死点よりも進角している。一方、第２吸気カム２０のバルブリフト開始時期はＶＶＴコントローラにより制御される。この第２吸気カム２０のバルブリフト開始時期は、進角側に移動した場合には、第１吸気弁１３の開弁時期と同一にでき、遅角側に移動した場合には、上死点よりも遅角側とすることができる。なお、図２中では、第２吸気カム２０のバルブリフト開始が上死点よりも遅角側となっている。また、第２吸気カム２０は第２吸気カム２０の作用角が第１吸気カム２２の作用角よりも大きくなるように形成されている。すなわち、第２吸気弁１４の開弁期間が第１吸気弁１３の開弁期間より拡大されている。これにより、第２吸気弁１４は第１吸気弁１３よりも遅い時期に閉弁することとなる。なお、図２によると、第２吸気弁１４が第１吸気弁１３よりも９０°程度遅く閉弁するように構成されている。すなわち、吸気装置１の吸気行程において、第１吸気弁１３のバルブリフト量と第２吸気弁１４のバルブリフト量とが異なり、第１吸気弁１３のバルブリフト量が第２吸気弁１４のバルブリフト量よりも大きい期間が設けられている。特に、吸気行程前半において、第１吸気弁１３のバルブリフト量が第２吸気弁１４のバルブリフト量よりも大きくなっている。このようなカム特性を設定したことにより、排気弁７と第１吸気弁１３とが同時に開弁している期間、すなわち、オーバーラップ期間が存在する。また、第１吸気弁１３が開弁し、第２吸気弁１４が閉弁している期間（以下、「第１吸気期間」と称する。）、第１吸気弁１３および第２吸気弁１４の両方が開弁している期間（以下、「第２吸気期間」と称する。）、第１吸気弁１３が閉弁し、第２吸気弁１４が開弁している期間（以下、「第３吸気期間」と称する。）が存在する。
　次に、吸気期間中に本実施例のエンジン１の気筒２内に発生する空気の流れについて説明する。図３は、上記第３吸気期間において、気筒２内に発生する空気の流れを示した説明図である。図３（ａ）は、気筒２内を上から見た場合を示し、図３（ｂ）は、図３（ａ）中のＡ－Ａ断面を示している。図３（ａ）では、第１吸気通路１１、第２吸気通路１２の様子も示しているが排気通路６は省略している。図３（ｂ）では、第２吸気通路１２と排気通路６の様子も示している。
　吸気が開始されると、図２のカム特性における第１吸気期間では、第１吸気弁１３のみ開弁するため、第１吸気通路１１側からのみ新気が気筒２内へ供給される。これにより、気筒２内に偏流が生じ、反時計回りの旋回流が発生する。この旋回流により、空気と燃料との混合が促進される。そして、第２吸気期間で第２吸気弁１４が開弁することにより、第２吸気通路１２側からも新気が取り込まれる。
　さらに、圧縮工程の始まるタイミングで第３吸気期間となり第１吸気弁１３が閉弁となるが、この後も第２吸気弁１４が開弁状態であるので、第２吸気通路１２側へ新気が吹き抜ける。この第２吸気通路１２への吹き抜けは、図３（ａ）、図３（ｂ）に示すように、気筒２内に反時計回りの旋回流を発生させる。この期間に発生した旋回流は、その後第２吸気弁１４の閉弁後における混合気の圧縮期間が短いため、減衰が小さく、燃焼まで混合気の乱れを維持することができる。さらに、第２吸気通路１２に設けられたガイド２７は、第１吸気通路１１側から第２吸気通路１２側へ流入する気流を阻害し、気筒２内部の外周側から第２吸気通路１２へ向かう気流のみを第２吸気通路１２へ流入しやすくして、旋回流が第２吸気通路１２へ吹き込むことを補助する。これにより、気筒２内の旋回流がさらに強化され、混合気の乱れが第２吸気弁１４の閉弁後にも維持される。このように、第２吸気弁１４の閉弁後にも混合気の乱れが維持されるので、気筒２内の混合気が均一となり、安定した燃焼が形成される。
　また、上記の通り、このような第２吸気弁１４の閉弁時期はＶＶＴコントローラにより制御可能である。このため、エンジン１が高回転、高負荷となるような条件では、ＶＶＴコントローラにより第２吸気弁１４の閉弁時期が旋回流を維持できる適切なタイミングに設定される。これにより、エンジン１は高トルク、高出力の状態を確保できる。
　以上のように、本実施例の吸気装置１０は、吸気行程中に第１吸気弁１３が開弁し、第２吸気弁１４が閉弁している期間、及び、第１吸気弁１３が閉弁し、第２吸気弁１４が開弁している期間を備えている。これにより、吸気行程中の第１吸気弁１３が開弁し、第２吸気弁１４が閉弁している期間において、気筒２内の内周壁に沿った旋回流が発生する。さらに、圧縮工程半ばに第１吸気弁１３が閉弁し、第２吸気弁１４が開弁している期間において、旋回流が吸気側へ吹き抜ける。この旋回流の吸気側への吹き抜けは第２通路のみであるため、筒内における気流に偏りが生じ、旋回流の減衰が抑制される。また、吹き抜けにより、気筒２内の空気が抜けるため、膨張比が圧縮比より大きくなり、ポンピングロスが低減する。このように、ポンピングロスを低減するとともに、気筒２内に発生する旋回流の減衰を抑制し、空気と燃料との混合を促進して安定した燃焼状態を形成することができる。これにより、耐ＥＧＲ性が増し、燃費を改善する。
　次に、本発明の実施例２について説明する。本実施例の吸気装置３０は、実施例１の吸気装置１０とほぼ同様の構成をしている。ただし、本実施例の吸気装置３０は、第２吸気通路１２上に第２吸気通路１２を開閉する吸気制御弁３１を備えた点で、実施例１の吸気装置１０と異なる。この吸気制御弁３１は、第１吸気弁１３が開弁し、第２吸気弁１４が開弁している期間において閉弁し、第１吸気弁１３が閉弁し、第２吸気弁１４が開弁している期間において開弁するように構成されている。なお、吸気装置３０のその他の構成は実施例１の吸気装置１０と同一であるため、吸気装置１０と同一の構成要素については、その詳細な説明を省略するとともに、本実施例の説明中、同一の参照番号を用いて説明する。
　図４は、吸気制御弁３１の開弁、閉弁の時期を示した説明図である。図４は、上記実施例１で示した図２に吸気制御弁３１の開閉の時期を加えた説明図である。吸気制御弁３１は、第２吸気弁１４の開弁とほぼ同時に閉弁し、第１吸気弁１３が閉弁するタイミングで開弁する。ここでは、弁が開閉してから空気の流れが発生するまでに時間を要することを考慮して、吸気制御弁３１は、第１吸気弁１３が閉弁する前から開弁する。また、上記以外の期間では、吸気制御弁３１は開弁している。
　図５は、気筒２内に発生する空気の流れを示した説明図である。図５（ａ）は、第２吸気弁１４が開弁しているが、吸気制御弁３１が閉弁している場合の様子を示し、図５（ｂ）は、第２吸気弁１４が開弁した状態で吸気制御弁３１を開弁した場合の様子を示している。
　図４中の吸気制御弁３１の閉弁期間において、第２吸気弁１４が開弁するのと同時に吸気制御弁３１が閉弁するため、第２吸気通路１２内は空気の流れが生じない。このため、吸気制御弁３１が閉弁しているこの期間においては、気筒２内へ供給される空気は第１吸気通路１１からに限られ、気筒２内に偏流が発生し、図５（ａ）に示すように、旋回流の発生が促進される。その後、第１吸気弁１３が閉弁となるタイミングで吸気制御弁３１が開弁して、気筒２内から第２吸気通路１２への空気の吹き抜けが発生するため、図５（ｂ）に示すように、旋回流の減衰が抑制され、気筒２内の気流の乱れが増加する。このため、第２吸気弁１４が閉弁した後にも気流の乱れが残存し、混合気が拡散して安定した燃焼が実現される。なお、本実施例では、ガイド２７を備えていなくとも同様の効果が得られる。
　次に、本発明の実施例３について説明する。図６は、本実施例の吸気装置４０における気筒２と第１吸気通路１１と第２吸気通路１２と排気通路６との概略構成を示した説明図である。本実施例の吸気装置４０は、実施例１の吸気装置１とほぼ同様の構成をしている。ただし、本実施例の吸気装置４０は、第２吸気通路１２に燃料噴射用の第２インジェクタ４１を備えた点で、実施例１の吸気装置１０と異なる。なお、吸気装置４０のその他の構成は実施例１の吸気装置１０と同一であるため、吸気装置１０と同一の構成要素については、その詳細な説明を省略するとともに、本実施例の説明中、同一の参照番号を用いて説明する。
　図７は第１インジェクタ２６及び第２インジェクタ４１の噴射時期を示した説明図である。この図７は、上記実施例１で示した図２に第１インジェクタ２６及び第２インジェクタ４１の噴射時期を加えた説明図である。図７に示すとおり、第１インジェクタ２６は、吸気非同期噴射を行い、第１吸気弁１３の開弁以前に燃料の噴射を終える。一方、第２インジェクタ４１は、吸気同期噴射を行い、第２吸気弁１４の開弁時に燃料を噴射する。
　このように第２インジェクタ４１を設けたことにより、第１インジェクタ２６のみの場合に第１インジェクタ２６で噴射していた燃料の一部を第２インジェクタ４１で噴射することができる。これにより、第１吸気弁１３と排気弁７とのバルブオーバーラップ時において、排気側へ吹き抜ける混合気を減少できるため、燃費、エミッションが向上する。また、第２吸気通路１２側において、第２インジェクタ４１から噴射される燃料は、第２吸気通路１２を吹き抜ける気流に対向するため、燃料の噴霧が微粒化される。このため、燃料の気化が促進して吸気温が低下し、体積効率が向上して出力が改善される。なお、本実施例では、ガイド２７を備えていなくとも同様の効果が得られる。
　上記実施例は本発明を実施するための例にすぎず、本発明はこれらに限定されるものではなく、これらの実施例を種々変形することは本発明の範囲内であり、さらに本発明の範囲内において、他の様々な実施例が可能であることは上記記載から自明である。
　例えば、上記実施例において、可変動弁機構１７は第２吸気弁１４のバルブタイミングの作用角を可変とする構成であっても良い。また、第２カムシャフト１６に可変動弁機構を組み付け、第１吸気弁１３のバルブタイミングを可変とする構成としても良い。これにより、さらに柔軟に気筒２内への吸入空気をコントロールすることが可能となり、燃焼効率を向上することができる。
　１　エンジン
　２　気筒
　６　排気通路
　７　排気弁
　１０、３０、４０　吸気装置
　１１　第１吸気通路
　１２　第２吸気通路
　１３　第１吸気弁
　１４　第２吸気弁
　１５　第１カムシャフト
　１６　第２カムシャフト
　１７　可変動弁機構
　１８　ドリブンスプロケット
　１９　タイミングチェーン
　２０　第２吸気カム
　２１　ロッカーアーム
　２２　第１吸気カム
　２３　ローラーロッカー
　２６　第１インジェクタ
　２７　ガイド
　３１　吸気制御弁
　４１　第２インジェクタ

Claims (9)

  1. 　気筒内へ新気を供給する第１吸気通路と、
    　前記第１吸気通路と並べて配置され、前記気筒内に新気を供給する第２吸気通路と、
    　前記第１吸気通路の開口部において前記第１吸気通路を開閉する第１吸気弁と、
    　前記第２吸気通路の開口部において前記第２吸気通路を開閉する第２吸気弁と、
    を備え、
    　前記第１吸気弁の開弁時期が上死点よりも進角しているとともに、吸気行程において、前記第１吸気弁のバルブリフト量と前記第２吸気弁のバルブリフト量とが異なり、前記第１吸気弁のバルブリフト量が前記第２吸気弁のバルブリフト量よりも大きい期間を設けたことを特徴とするエンジンの吸気装置。
  2. 　吸気行程前半において、前記第１吸気弁のバルブリフト量が前記第２吸気弁のバルブリフト量よりも大きいことを特徴とする請求項１記載のエンジンの吸気装置。
  3. 　前記第１吸気弁が前記第２吸気弁より先に開弁することを特徴とした請求項１または２記載のエンジンの吸気装置。
  4. 　前記第１吸気弁が前記第２吸気弁より先に閉弁することを特徴とした請求項１乃至３のいずれか一項記載のエンジンの吸気装置。
  5. 　前記第２通路内へ筒内の旋回流を導く導入手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項記載のエンジンの吸気装置。
  6. 　前記導入手段は、気筒の壁側から前記第２通路へと旋回流が吹き込むように形成されたガイドであることを特徴とする請求項５記載のエンジンの吸気装置。
  7. 　前記第２吸気通路上に前記第２吸気通路を開閉する制御弁を備え、
    　当該制御弁は、前記第１吸気弁が開弁し、前記第２吸気弁が開弁している期間において閉弁し、前記第１吸気弁が閉弁し、前記第２吸気弁が開弁している期間において開弁することを特徴とする請求項１乃至６のいずれか一項記載のエンジンの吸気装置。
  8. 　前記第２吸気通路内に燃料を噴射する第２通路噴射弁を備え、当該第２通路噴射弁は、前記第２吸気弁の開弁時に燃料を噴射することを特徴とする請求項１乃至７のいずれか一項記載のエンジンの吸気装置。
  9. 　前記第１吸気通路内に燃料を噴射する第１通路噴射弁と、
    　前記第２吸気通路内に燃料を噴射する第２通路噴射弁とを備え、
    　前記第１通路噴射弁は、前記第１吸気弁の開弁以前に燃料の噴射を終え、前記第２通路噴射弁は、前記第２吸気弁の開弁時に燃料を噴射することを特徴とする請求項１乃至７のいずれか一項記載のエンジンの吸気装置。
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